thiết kế trạm dẫn động băng tải bao gồm bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc

Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.. Nội d

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG CAO ĐẲNG CÔNG THƯƠNG TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

TP.HỒ CHÍ MINH 07/2010

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh viên nghành cơ khí Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy

Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động; tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều

số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế

Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo trình như Công nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sai lắp ghép, Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Khi thiết kế chúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất

Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và đặc biệt là thầy giáo VŨ KIM CHÍNH đã hướng dẫn và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ

án môn học này Khi thực hiện đồ án trong tính toán còn có nhiều sai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến, chỉ dẫn của thầy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY TÊN ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI BAO

GỒM BỘ TRUYỀN NGOÀI VÀ HỘP GIẢM TỐC

1.Thông số cho trước

+ Lực kéo băng tải: P=6500 (N)

+Vận tốc băng tải: V=1,6 (m/s)

+Đường kính tang băng tải: D=300 (mm)

2.Đặc tính làm việc:

+Băng tải làm việc một chiều, tải trọng thay đổi không đáng kể.

+Thời gian làm việc:5năm;300 ngày/năm;2ca/ngày;8h/ca

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN CHƯƠNGI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

- Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết

Ta có công thức:

Nct = Nη

Trong đó:

Nct: Công suất cần thiết

N: Công suất trên băng tải

η: hiệu suất chung

- Hiệu suất chung được tính theo công thức:

η = η1 η2 2.η4

3 η4

Trong đó: η1 =0,94 : hiệu suất bộ truyền đai

η2 =0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng

η3å =0,995 : hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η4 =1 : hiệu suất khớp nối

- Vậy hiệu suất chung là:

6500 =10,4 (Kw)+ Công suất cần thiết:

Nct = Nη = 100,87,4 = 11,95 (Kw)

- Theo bảng 2P trang 322 sách TKCTM ta chọn động cơ che kín có quạt gió Kiểu A02-61-4

Có công suất động cơ Nđc = 13 Kw

Số vòng quayNđc= 1460 v/phút

- Hiệu suất 86%

CHƯƠNGII: PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Tính tỉ số truyền chung:

Trong đó: nđc = 1460 v/p số vòng quay động cơ

ntang = 101,9 v/p số vòng quay của tang

Vậy ic =n n dc = 1011460,9= 14,32

Với ic = ih iđ

Trong đó:

ih : tỉ số truyền của các bộ truyền bánh răng trong hộp

iđ : tỉ số truyền của bộ truyền đai

- Theo ta chọn :

96 , 11 10 55 ,

N3 = N2 η2 η3 = 11,96 0.995 0,97 = 11,54 (KW)

Mx3 = 9,55 106 1051593

8 , 104

54 , 11 10 55 ,

Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CHƯƠNG I: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

I Thiết kế bộ truy ền đai

A Chọn lo ại đai hình thang:

Theo bảng(5-13) trang 93 sách TKCTM:

Giả thiết vận tốc của đai là V>5(m/s) cho nên ta dung loại đaiΕ hoặc Β

1_kích thước tiết diện đai: theo bảng (5-11) trang93 sách

TKCTM: a.h(mm)

tiết diện đai F(mm2)

2_đường kính bánh đai nhỏ: theo bảng (5-14) trang 93 sách

TKCTM

D1(mm)Kiểm tra vận tốc đai: cơng thức(5-18) trang 93

V=

60 1000

1460 D1

20015,2

392400

22.13,5230

25019

490500

Theo công thức (5-8) trang 85 sách TKCTM

1460

n

4_ chọn sơ bộ khoảng cách trục A:

Theo bảng (5_16)trang 94 sach TKCTM chọn A≈D2(mm).

5_ tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A.

Theo công thức (5-1)trang 83 sách TKCTM ta có:

Kiểm nghiệm số vòng chạy U trong 1 giây

8 ) (

2 ) (

1 2

2 2 1 2

Amin=A - 0,015L-Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:

Amax=A + 0,03L

7_Tính góc ôm α 1,α 2

Theo công thức(5-3) trang 83 ta có:

715,52,04400

17671800

5,6

417

390471

715,52,04500

22082240

5,8

516

482,4583,2

Thì ta tìm được ứng suất cho phép [ ]σp (N/mm2)

Ct -hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra bảng

P . α .

σLấy số đai Z là:

9_định các kích thước chủ yếu của bánh đai:

Theo công thức (5-23):

t ;s theo bảng 10-3 trang 257 sách TKCTM

152207

1,740,9

0,89

0,944,73

5

152207

1,740,9

0,89

0,942,14

2

10_ tính lực căng ban đầu: S0

Theo công suất(5-25) trang 96 sách TKCTM

20 ;12,5105

4,1 208,2596,2

165

1866

26 ;1760

4,8259,6744,6

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng của cấp nhanh trong hộp giảm

tốc theo số liệu sau:

- Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n1 =1460 v/p, bộ truyền quay 1 chiều

- Yêu cầu làm việc trong 5 năm

- Mỗi năm 300 ngày làm việc

- Mỗi ngày 2 ca ,1 ca 8 giờ

1 Chọn vật liệu làm bánh răng

a) Bánh răng nhỏ: Theo bảng (3-8) ta chọn thép 45 thường hoá

Giả sử đường kính phôi dưới 100 mm

- Theo bảng (3-8)

- Giới hạn bền kéo σbk = 600 (N/mm2)

- Giới hạn chảy σch = 300 (N/mm2)

- Độ cứng HB =220

- Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao

b) Bánh lớn : chọn thép 35 thường hoá

- Giả sử đường kính phôi từ 300÷500 mm có:

- Giới hạn bền kéo σbk = 480 (N/mm2)

- Giới hạn chảy σch = 240 (N/mm2)

- Độ cứng HB = 190

- Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn

N2 =5 300 2 8 60 251,7 = 362.106

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ

N1 = ibn N2 = 2,9 362.106 =1049,8.106

- Theo (3-9)trang 43 ta có số chu kì cơ sở N0 =107

- Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn Lấy K’’

- Theo bảng (3-9) trang 43 sach TKCTM :chọn [σ]Notx = 2,6 HB

- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ

σ σ

K n

K k

6 , 1 4 , 1 (

- Trong đó σo và σ-1: giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng:

σ-1=(0,4÷0,45) σbk

- Vì phôi là thép thường hoá tôi cải thiện nên chọn hệ số n=1,5

kσ =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng

1,5 1,8

× (N/mm2)

3 Chọn sơ hệ số tải trọng: K=1,3

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3

5 Tính khoảng cách trục : A

- Theo bảng (3-10) bộ truỵền bánh răng trụ răng thẳng, ta có công thức:

A ≥ (i ± 1) 3

2 6

.

] [

10 05 , 1

θ ψ

N K

i bn A

tx 





- Trong đo ù: ibn = 2,9 tỉ số truyền

n = 251,7 (V/P) : số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn

N = 12,4 KW: công suất

A ≥ (2,9 + 1) 3

2 6

25 , 1 7 , 251 3 , 0

3 , 1 4 , 12 9 , 2 494

10 05 , 1

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức

K = Ktt Kđ

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn

Ktt = 1: số tập trung tải trọng

- Đối với bánh răng trụ răng thẳng

) 1 9 , 2 ( 3

985 , 0 176 2

chiều rộng b phải thỏa mãn điều kiện b > 2sin,5mβn

= 51,9 (mm) thỏa mãn

Ta chọn b1=55 (mm) b2=50 (mm)

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

-Tính số răng tương đương của bánh nhỏ:

Ztđ2 = cos23β

z

= 

6 , 8 cos

Y

N K

] [

10 1 , 19

, 2

y1 = 0,47 hệ số dạng răng của bánh nhỏ

y2 = 0,511 hệ số dạng răng của bánh lớn

n = 730 V/p số vòng quay của bánh răng

σu2 = 40,3.00,,51147 =36,7 (N/mm2)

86 3

= 260 (mm) -Khoảng cách trục A

A = 175 (mm)

Chiều rộng bánh răng: b = 55 mm

* Đường kính vòng đỉnh răng:

4 , 12 10 55 , 9

=3565 (N)

20

3565 tg

= 1312,3 (N)-Lực dọc trục:

176355500,47;0,51191;26097;260

Đường kính vòng chân răng

II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

*Bánh nhỏ: theo bảng (3-8) trang 40 ta chọn thép 45 thường hoá

- Giả sử đường kính phôi (100÷300) mm

- Giới hạn bền kéo σbk = 580 N/mm

2

- Giới hạn chảy σch = 290 N/mm

2

- Độ cứng HB = 220

- Dùng phôi rèn

* Bánh lớn: ta chọn thép 35 thường hoá

Giả sử đường kính phôi (300÷500) mm

- Giới hạn bền kéo σbk = 480 N/mm

2

- Giới hạn chảy σch = 240 N/mm

2

- Độ cứng HB = 190

- Dùng phôi rèn

2 Định ứng suất cho phép:

a) Ưùng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kì làm việc của bánh lớn

[σ]Notx ứng suất mỏi tiếp xúc cho khi bánh răng làm việc lâu dài

- Theo bảng (3-9) chọn [σ]Notx = 2,6 HB

- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ:

b) Ưùng suất uốn cho phép

- Ta có số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.10

N N

u

K K

σ σ

- Trong đó σ-1 và σ0 giới hạn mỏi uốn trong chu kì trong chu kì vận động và trong chu kì đối xứng

σ-1 ≈ (0,4 ÷0,45) σbk

- Vì phôi là thép thường hoá tôi cải thiện nên chọn hệ số n = 1,5

- KN =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng

3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k =1,3

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

- Theo bảng (3-10) bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức

3

3 '2

2 6

] [

10 5 , 10 )

1

(

n

KN i

i

A

A bt tx

bt ±  σ  ψ θ

≥

- Trong đó:

i=2,4 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

n = 104,8 số vòng quay một phút của bánh răng bị dẫn

θ

’

= 1,25 hệ số phản ánh sự tăng năng tải

N = 11,96 KW công suất trục 2

- Vì bộ truyền có công suất tách đôi nên công thức khoảng cách trục, công suất phải chia cho hai

- Ta có: A ≥ (2,4 + 1) 3

2 6

25 , 1 8 , 104 4 , 0

3 , 1 96 , 11 4 , 2 494

10 05 , 1

=260000.3,14.210(2,4.251+1),7=1,62 (m/s)

Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức

K = Ktt Kđ

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn

Ktt = 1: số tập trung tải trọng

- Đối với bánh răng trụ

Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động

⇒ K = 1 1,2 = 1,2

- Vì hệ số K =1,2 không khác nhiều so với k sơ bộ, nên khoảng cách trục A -

- Lấy A = 210 mm

8 Xác định mođun, số răng, góc nghiêng và chiều rộng bánh răng:

+ Mođun pháp: mn = (0.01 ÷ 0,02)A

=109,33 răng+ Số răng bánh nhỏ:

+ Số răng bánh lớn :

Z2 = Z1 ibt = 32,15 × 2,4 = 76,8 ≈ 77 răng

+ Chiều rộng bánh răng :

b = ϕA.A = 0,4.210 = 84 mm

- Lấy b = 85 mm

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

- theo bảng 3-16 cơng thức 3-34 trang 51:

n Z n b m

Y

N K

] [

10 1 , 19

y1 = 0,44 hệ số dạng răng của bánh nhỏ

y2 = 0,511 hệ số dạng răng của bánh lớn

n = 251,7 V/p số vòng quay của bánh răng

- ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

1 1 1

2

1

2 6

.

10

Y

N K

Góc ăn khớp α = 200

Đường kính vòng chia

d1 = mn.Z1 = 4 32 = 128 mm

d2 = mn.Z2 = 4 77 =308 mm

- Khoảng cách trục A

A = 3082+128=218 (mm)

Chiều rộng bánh răng: b = 85 mm

* Đường kính vòng đỉnh răng

96 , 11 10 55 , 9

32 ; 77

70902590

PHẦN 3 : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

CHƯƠNG I :THIẾT KẾ TRỤC

d ≥

Trong đó:

d:đuờng kính trụcn:số vòng quay 1 phút của trục

N: công suấtC:hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép C=120

1 Đối với trục I

N= 12,4 kwC= 120n= 730 v/phsuy ra:

) ( 30 730

4 , 12

n= 251,7 v/ph

suy ra:

) ( 5 , 44 7 , 251

96 , 11

II Tính gần đúng

-theo bảng (7-1)trang 118 ta chọn bạng kích thước như sau:

-khoảng cách từ thành trong hộp đến mặt bên của ổ lăn: 10 mm

- khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: 10 mm

- đường kính bu lơng cạnh ổ để ghép nắp vào thân hộp :16(mm)

- chiều rộng của ổ lăn B=25mm

- chiều cao bu lơng ghép nắp ổ và chiều dày nắp bu long lấy: 16 mm

- chiều cao của lắp hộp vào đầu bu lơng: chọn sơ bộ

* Ta tìm chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách các gối đỡ

- Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác dụng lên trục là:

mm

B l l

B

2

25 15 16 2

105 2

Thiết kế trục I

-Lực vòng : p1= 3565 N

-Lực hướng tâm: pr1= 1312 N

-Lực dọc trục: pa1=539 N

R đ =1866 N( )

) ( 2

2

91 539 96 1866 160

1312 2

1 )

1

N c

b a

d P l R b a p

+ +

−

− +

=

⇒

) ( 5 , 3149 45

, 28 1312 1866

P R

*Theo phương ngang

) ( 3 , 972 7 , 2592 3565

) ( 7 , 2592 220

160 3565 )

(

) (

0 ) (

) (

1

1 1

N R

P R

N c

b a

b a P R

c b a R b a P M

BX AX

BX

BX AX

+

=

⇒

= + +

− +

=

∑

+ Tính momem uốn tại thiết diện nguy hiểm

n-n:

) ( 179136 96

.

l R

m-m:

2 2

ux uy

Trong đó:

) ( 157758

) ( 155562 60

7 , 2592

) ( 5 , 26234 60

45 , 28 2

91 539

2

1

1

mm N M

mm N C

R M

mm N C

R

d P M

U

BX UX

By a

= +

=

+Tính đường kính trục tại tiết diện n-n và m-m:

*Tại tiết diện n-n:

Theo công thức(7-3)trang 117 sách TKCTM ta có:

[ ]σ = 50 (N/mm2 )

Theo công thức(3-53) trang 117 sách TKCTM ta có:

) ( 162219

10 55 ,

mm N n

N

) ( 227653

75 ,

*Tại tiết diện m-m:

) (

157758 N mm

M U =

) (

211243 N mm

M tđ =

[ ] 5 34,8( )

211243 1

Tiết diện n-n là d =35 mm

Thiết kế trục II:

-Lực vòng tác dụng lên bánh răng cấp nhanh: p2=3625 (N)

-Lực vòng tác dụng lên bánh răng cấp chậm: p3=7090 (N)

-Lưïc hướng tâm tác dụng lên bánh răng cấp nhanh: pr2 = 1312 (N)

-Lưïc hướng tâm tác dụng lên bánh răng cấp chậm:pr3 = 2580 (N)

-Lực dọc trục pa2=539 (N)

-a=77,5(mm) khoảng cách gối đỡ trục và điểm đặt của bánh răng cấp chậm

-b=82,5(mm) khoảng cách điểm đặt của bánh răng cấp chậm và bánh răng cấp nhanh

-C=60(mm) khỗng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt của bánh răng cấp nhanh

d2= 260 (mm)

+ Tính phản lực các gối đỡ trục:

* theo phương đứng

) ( 8 , 1631

) ( 8 , 363 )

(

2 )

(

0 ) (

2 )

(

2 3

3

2 2 2

2 2 2

3

N P

R P R

N c

b a

a P

d P b a P R

c b a R

d P b a P a P M

r Dy r cy

r a

r DY

DY a

r r CY

=

− +

=

= +

+

− +

+

=

= + + +

− +

) ( 5730 )

(

) (

.

0 ) (

) (

2 3

2 3

2 3

N R

P P R

N c

b a

b a P a P R

c b a R b a P a P M

DX CX

DX

DX CX

=

− +

=

= +

+

+ +

=

= + +

− + +

=

∑

*Tính momem do lực dọc trục gây ra:

2 2

UX UY

U

a

M M

) ( 406514 5

, 386337 126480

) ( 5 , 386337 5

, 77 4985

) ( 126480 5

, 77 1632

2 2

)

M

mm N a

R M

mm N a

R M

e e U

CX UX

CY UY

= +

91898

) ( 343800 60

5730

) ( 91898 2

260 539 60 8 , 363 2

.

2 2

) (

2 2

mm N M

mm N C

R M

mm N

d P C R M

i i U

DX UX

a DY

UY

= +

= +

10 55 , 9

2 2

6

mm N n

N

) ( 565415

75 ,

) ( 530174 453786

75 , 0 355870

75 ,

,

3 )

de-e= 52 mm

Thiết kế trục III

-Lực vịng tác dụng lên banh răng cấp chậm p4= 7090 (N)

-Lực hướng tâm của bánh răng thẳng pr4= 2580 (N )

a=77,5 (mm)

b+c=142,5 (mm)

+Tính phản lực ở các gối đỡ trục:

∑M EY =P r4.a−R Fy(a+b+c)=0

) ( 8 , 908 220

5 , 77 2580

c b a

a p

+ +

=

⇒

) ( 2 , 1671 8

, 908 2580

P

R EY = r − FY = − = ∑M EX =P4.a−R FX(a+b+c)=0

) ( 6 , 2497 220

5 , 77 7090

c b a

a p

+ +

=

⇒

) ( 4 , 4592 6

, 2497 7090

, 77 2 , 1671

R

2 2

ux uy

) ( 355911 5

, 77 4 , 4592

R

) ( 7 , 378744 355911

75 , 0 7 ,

Lấy theo bảng (7-2) trang 119 sách TKCTM:

[ ]σ = 48

Đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất là:

[ ] 4 , 8 59( )

986323 1

) ( 55

mm

mm

=

= θ θ

III.Tính chính xác:

Các yếu tố ảnh hưởng đến sức bền trục

- Theo công thức (7-5) trang 120 ta có

] [

.

2

n n

n n

+

=

σ τ

τ σ

-Vì trục quay nên ứng suất pháp tay đổi theo chu kỳ đối xứng

ω

= σ

= σ

=

min max a

σ

σ σ

σ

.

1

−

=

-Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động

Vậy

m a

k

n

τ ψ τ ε β

τ

τ τ

τ

.

. 0

1

+

- với giới hạn mỏi uốn và xoắn là:

Trục làm bằng thép các bon 45

ta có

σ b = 600 N / mm2

) / ( 270 600 45 , 0 45 ,