đồ án chi tiết máy: thiết kế Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải), hộp giảm tốc bánh răng trục vít bánh vít

thiết kế Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải), hộp giảm tốc bánh răng trục vít bánh vít. Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít . ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường cong.

Mục lục.

trang

Lời nói đầu 2

PhầnI.Tính động học hệ dẫn động 3

I.Chọn động cơ 3

II.Phân phối tỷ số truyền 5

III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6 dẫn động IV.Bảng kết quả 7

PhầnII.Thiết kế chi tiết 7

I.Thiết kế bộ truyền 7

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng 7

B.Thiết kế bộ truyền trục vít 16

C.Thiết kế bộ truyền xích 22

II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối 26

A.Chọn khớp nối 26

B.Thiết kế trục 27

C.Chọn ổ lăn 45

PhầnIII.Thiết kế kết cấu 52

I.Kết cấu vỏ hộp 52

II.Kết cấu một số chi tiết 53

III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai 56

PhầnIV.Tài liệu tham khảo 59

Lời nói đầu

Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão Và là cơ sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ…

Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận

chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao và được ứng dụng rộng rãikhi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như : than đá, cát, sỏi, thóc…

Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và

mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít

ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyểnvật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn Nhưng băng tải còn có một

số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường cong

Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè.Em

đã hoàn thành được đồ án được giao

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa

nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót

Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo

và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ

em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn

Hà Nội , Ngày tháng năm

Sinh viên

Phần I Tính động học hệ dẫn động.

I.Chọn động cơ.

1.Chọn loại động cơ.

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,

là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy

Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động băng tải

và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc

Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được

Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

2.Tính công suất động cơ.

-uh là tỉ số truyền của hộp giả tốc bánh răng trục vít:uh=4560

-ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux=25

u chmin u hmin.u xmin 2.45 90.

u chmax u hmax.uXmax 3.60 180.

-Tốc độ quay của bánh công tác

Vậy ta chọn nsb của động cơ là :nsb=1500(v/ph)

*Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lượng của động cơ không phải làchỉ tiêu được quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn là mô men

mở máy phải lớn Do đó ta chọn động cơ loại k.Cụ thể tra bảng (P1.1).Ta chọn động cơ K132M4 có các thông số sau đây:

+Khối lượng của động cơ m=72(kg)

+tra bảng 1.4 ta được đường kính của động cơ là:D=32mm

II.Phân phối tỉ số truyền.

-Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí:

Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta chọn C=0,9.Dựa vào uh=53,77 gióng lên ta có được ubr=2,2.Thay lại công thức (1.5) tađược 53,77 24,44

2,2

utv   Ta chọn u =25tv Vậy u =55h

-Thay công thức(1.4) ta được tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích

3.Tính mô men xoắn trên các trục (T).

-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n là:

P dc

Phần II.Thiết kế chi tiết.

+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241285,có

2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]và ứng suất tiếp xúc cho phép [úF]

[úH]= (úHlim0 /sH) KHL (II.1)

[úF]=( úFlim0/sF) KFL (II.2) +úHlim0, úFlim0 là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có được

NHE=60.C

i 1 Ti n t

i i Tmax

NEF1≥ NEF2=185.106≥NEF0=4.106 →KFL1=1.

-Thay lại công thức (II.4).Ta có

MPa F

a = (w 1).3

2

 (I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài

+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94)

+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=32781[MPa]

+ [úH]=481,82[MPa]

+u=2,2

+Tra bảng 6.6/95 ta được ba 0,3.

bd 0,5.bau10,5.0,3.(2,2 1) 0,48 

+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 →kHB=1,015

Thay toàn bộ lại công thức (I.6) được

Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10a→kx=0,568

5.Kiểm nghiệm răng.

5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

-ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức

2 .1 ( 1)

+zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc zM=274(MPa)(1/3)

+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với

kH hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng  kH 1

Hk vhệ số tả trọng động

w w1.1

2,T 1

H H

 KHV 1,0152.32781.1,015.110,71.30.62,5 1,3.

Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.

5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

+KF:hệ số tải trọng uốn

KF=KF.KFỏ.KFV

KF=1,04(tra ở bảng 6.7/96)

KFỏ =1(vì bánh răng thẳng).

w w1.1

→ [úF1].YR.YS.KXF=252.1,05.1.1=265(MPa)> úF1=85,25(MPa)

Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn

5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.

-Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì

Hmax=H Kqt Hmax.



+Ta có =410,3(MPa).K =TMAX=1,7.

qt



+Tra ở bảng 6.13/104 H MAX =1260(MPa)

Hmax=410,3 1,7=535(MPa) Hmax=1260(MPa).

 Fmax 85,25.1,7 145( MPa)F1 max =446(MPa).

Fmax 87,21.1,7 148,26( MPa)F2 max =360(MPa).

*Vậy các điều kiện bền được thoả mãn

6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.

Thông số Kích thước

1.Số răng Z1=41

Z2=902.Khoảng cách trục chia a=98,5mm

3.Khoảng cách trục aW=100mm

4.Đướng kính chia d1=62mm.

d2=135mm

5.Đường kính đỉnh răng da1=66

da2=1406.Đường kính đáy răng df1=60mm

df2=1337.Đường kính cơ sở db1=58 mm

db2=127 mm8.Góc prôfin góc ỏ=200

15.Góc nghiêng răng =00

17

7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

→Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau Cụ thể

là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.úpmh 10_4_4.TảI trọng là trung bình

→chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn HRC=45

2.Xác định ứng suất cho phép.

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít

2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [ú H ].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [úH] được tra theo bảng

7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức

8,8.10 33 . 8,8.10 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).33

1 1

→[úH]=212(MPa)

2.2.Ứng suất uốn cho phép [ú F ].

-[úF] đươc tính theo theo công thức

[úF]= [úF0].KFL

+[úF0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít được tôi,bộ truyền quay 1 chiều

→[úF0]=0,25.úb+0,08.úch

Vật liệu làm bánh vít là úp AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có được

-Ứng suất quá tải

Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên

3

.2

T KH q

Thoả mãn đìêu kiện 28<z2=50<80.

+q hệ số đường kính trục vít.Chọn theo điều kiện q≥0,25.z2=0,25.50=12,5

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5

+T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=14214129(N.mm)

+KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ KH=1,15

3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau

170 .  2  3. 2,. .

aw2

8,44 2,7

tg tg

Tra bảng 7.5 ta có Ө=190.Hệ số biến dạng của trục vít

T2m mô men trung bình

Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn được cấp chính xác gia công là cấp 8

Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn được KHV=1,2

Thoả mãn.

3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.

-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá giá trị cho phép

,1,4 2

+Ta có zV=z2/cos3ó=50/cos8,440=51,66

Dựa vao zV tra bảng 7.8/152 ta được YF=1,45

Thay lại công thức (II.10).Ta được

3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá giá trị cho phép

Mà úF=24,829(MPa),Kqt=1,7, [úFMAX]=480(MPa)

 Fmax 24,82.1,7 42,2( MPa) 480( MPa).

3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.

3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.

Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi

-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2)

Công thức thiết kế

1000.(1 ) 10,7 1 3,0 0

p A

Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn xích ống con lăn.

2.Xác định các thông số của bộ truyền xích.

2.1.Chọn số răng đĩa xích.

Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại tỉ số truyền của xích u=2,44

Tra bảng 5.4/78 ta được z1=25(răng) →z2=u.z1=2,44.25=61(răng)

Ta thấy z1≥z1min=15(răng).z2z2max

2.2.Xác định bước xích (t).

-Bước xích t được chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp suấp p0

trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện

Chọn môi trường làm việc có bụi,phương pháp bôi trơn nhỏ giọt với chất

lượng đạt yêu cầu v = 0,18 (m/s) <4(m/s) →Kbt=1,8

+F0 lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.

F0 9,81.K q a f . mà a=2,03(m)và kf=6 (do bộ truyền nằm ngang)

 F09,81.6.9,7.2,03 1159( ). N

+Dựa vào bảng 5.10/84 ta tra được [s]=7

Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta được

226,8.103 17,4 7.

1,7.6982,14 1159 3,04

4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

4.1.Xác định các thông số của đĩa xích.

-Đường kính vóng chia của đĩa xích

4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.

Ta chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ và lớn là cùng vật liệu.Trong quá trình làm việc bánh nhỏ dễ bị phá hỏng vì mòn hơn nên ta dựa vào ứng suất cho Phép của đĩa nhỏ để chọn vật liệu.Để thoả mãn điều kiện bền thì

+kr hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích.z1=25 nên kr=0,45.

+E=2.E1.E2/(E1+E2)= 2,1.105 (MPa)

+A diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12/85 ta được A=645(mm2)

Thay lại công thức ban đầu ta được

-Kiểm nghiệm cho đĩa xích 2

11.Vật liệu thép C45 tôi cải thiện [ú]=500600(MPa)

II.Thiết kế trục,ổ lăn và khớp nối.

A.Chọn khớp nối.

1.Xác định các thông số của khớp nối.

Để truyền mô men từ trục của động cơ sang trục I ta dùng nối trục vòng đàn hồi ,nối trục được lắp trên trục có mô men xoắn TI=32,781(KN).Dựa vào bảng 16-10a/63-Q2 ta chọn được khớp nối.

*Các thông số về kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi :

Bộ phận đàn hồi bằng cao su

*Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

T=31,5(N.m), dC=10mm, d1:M8

D2=15mm l=42mm l1=20mm

l2=10mm l3=15mm h=1,5mm

2.Kiểm nghiệm khớp nối.

2.1.Kiểm nghiệm về độ bền dập của vòng đần hồi.

Để nối trục thoả mãn về độ bề dập thì phảI thoả mãn điều kiện sau:

2.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn của chốt.

Để đảm bảo về điều kiện bền uốn thì phải thoả mãn biểu thức sau

0 60÷80 .

30,1 0

Vậy điều kiện về độ bề uốn của chốt được thoả mãn.

*Kết luận:Khớp nối chọn như trên là hợp lý

2.1Sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng lên các trục (hình 2)

2.2Độ lớn của các lực như sau

a.Đường kính trục vào động cơ

-Trục được nối với động cơ thông qua khớp nối.Chọn sơ bộ đường kính động cơtheo công thức

dI=(0,81,2).dđc=(0,81,2).32=25,638,49 (mm)

Ta chọn dI=30(mm)

b.Đường kính trục trung gian

Được chọn sơ bộ theo công thức

Được chọn theo công thức.

a.Trục vào động cơ

-Vì đường kính sơ bộ của trụ I dI=30(mm).Tra bảng 10.2/187 ta được

+Do kết cấu lắp ổ lăn nên lI1=2.lI3=2.55=110(mm)

+Tổng chiều dài của trục I

lI=lmI2/2+lI2+lI1+b0/2=60/2+72+110+19/2=200,5(mm)

b.Trục trung gian

-Vì đường kính sơ bộ của trục dII=25(mm).Tra bảng 10.2/187 chọn được

-Ta cólII2=lmII2/2+k3+hn+b0/2=35/2+15+18+19/2=60(mm).

-Tổng chiều dài trục II

lII=lmII2/2+lII2+lII1+b0/2=35/2+60+310+19/2=397(mm)

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến đĩa xích

lIII3=lIII1+0,5.(b0+lIII3)+k3+hn=188+0,5.(35+95)+15+18=286(mm)

-Chiều dài của trục III là.

lIII=lIII3+0,5(b0+lmIII3)=286+0,5.(35+95)=351(mm)

*Nhận xét để đảm bảo tính lắp gép của bộ truyền ta phải chọn lI31=lII3=60(mm).Vậy chọn lI3=60,lI1=120(mm)

4.Tính kiểm nghiệm trục.

4.1Trục I.(biểu đồ mô men và kết cấu trục trong hình 4).

4.1.1Chọn đường kính sơ bộ các đoạn trục.

-Tính các phản lực tại các gối đỡi.Ta có các phương trìmh sau

+Tại tiết diện lắp bánh răng.

4.1.2Chọn then và kiểm nghiêm then.

a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Đường kính vòng chân bánh răng 1 df1=59,8(mm),mà đường kính trục

dI3=34(mm) →df1-dI3-t2=59,8-34-t2=25,8-t2>>5.m=5.1,5=7,5(mm).Vậy ta dùng then để cố định bánh răng trên trục

-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô men xoắn,vì

dI3=34(mm),tra bảng 9.1a ta chọn then

r=0,32(mm).b=10(mm),h=8(mm),lthen=(0,8ữ0,9).42=33,6ữ37,8

Ta lấy lthen=35(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

tra bảng 9.5/176 ta được [úd]=100(MPa)

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

b.Chọn then cho chỗ lắp khớp nối

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a)

b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, r=0,25mm.Chiều dài của then

dthen=(0,8ữ0,9).30=24ữ27mm,ta chọn lthen=25mm

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4mm

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8mm

tra bảng 9.5/176 ta được [úd]=100(MPa)