đồ án thiết kế truyền động cơ khí

Lực vòng định mức trên tang : P = 19.4 ( KN ). Vận tốc vòng băng tải : V = 0,59 ( m/s ). Đường kính tang : D = 390 ( mm ) . Thời gian làm việc : 7 năm x 260 ngày x 01 ca x 06 giờ . Tính chất tải trọng : Tĩnh . Điều kiện làm việc : Tĩnh tại với mạng điện công nghiệp _ 220V/380V .

Lời nói đầu

Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày Được

học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế

một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm phương pháp làm vệc khi tiến hành công việc thiết kế Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở việc thiết kế, chưa thực sự có tính tối ưu trong việc thiết kế các chi tiết máy, và chưa thực

sự mang tính kinh tế cao do kiến thức hạn chế của người thiết kế.Do lần đầu tiên làm đồ ánthiết kế nên chắc chắn không tránh khỏi những sai xót, hạn chế rất mong được sự thông cảm của quí thầy

Em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Công nghệ chế tạo máy đã tạo điều kiện cho em được học môn này Đặc biệt,em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hùng Thắng đã

giúp em hoàn thành môn học này

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Đắc Thinh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG

KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY

- O 0 O THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

-Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng

tải theo sơ đồ sau

CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC :

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

I Xác định công suất động cơ :

1 Công suất làm việc :

Do tính chất tải trọng không thay đổi

= 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai

= 0,97 Hiệu suất một cặp bánh răng

(Do 2 cặp bánh răng này nhận công suất từ trục

suất tương đương của hai cặp bánh răng nối song song nhau)

1 Hiệu suất khớp nối

= 0,88 Hiệu suất băng tải

= 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn.

Các giá trị của được tra theo tiêu chuẩn (Bảng 1[1])

2 Tốc độ yêu cầu của động cơ

Là tốc độ quay của trục động cơ

= iht

Với iht là số truyền chung của hệ thống

Hộp giảm tốc 2 cấp tách đôi có khả năng làm việc tốt với tỉ số truyền trong khoảng

3.1 Công suất định mức của động cơ :

Phải thoả mãn điều kiện :

= 14,86 ( kw )

3.2 Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn :

Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau :

1427,166 ( v/ph ) vận tốc sơ bộ của động cơ

14,86 ( kw )

Ta chọn động cơ điện không đồng bộ roto kiểu lồng sóc mômem mở máy lớn, sử dụng mạng điện công nghiệp 220v/380v mang số hiệu KĐ 72 – 4 có các thông số kỹ thuật sau đây (tra bảng 3[1]):

3.3 Kiểm tra động cơ điện :

a) Kiểm tra thời gian khởi động

Theo điều kiện : =

là mô men định mức của đông cơ

B =

=

Trong đó :

Pmax = 19400 Lực căng trên dây cáp (N)

V = 059 Vận tốc kéo cáp trên tang (m\s)

N = 1460 Tốc độ động cơ (vòng\phút)

= 0,77 Hiệu suất hệ thống

GD2 = 1,5 Mômem bánh đà của động cơ (kgm2)

b) Kiểm tra mô men mở máy

Theo điều kiện : >

72_4

4 Phân phối tỷ số truyền :

4.1 Tỷ số truyền :

Tỷ số truyền chung : i =

Mà iht =

là tỷ số truyền hộp giảm tôc

là tỷ số truyền của bộ truyền động đai

- Chọn tỷ số truyền của truyền động đai =2,6

bánh răng của các cấp đều được ngâm dầu hợp lí (mức dầu ngập hết chiều cao răng nhưng không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng)

là tỷ số truyền của bộ truyền nhanh và chậm

4.4 Mô men xoắn trên các trục

( Nmm )

( Nmm ) ( Nmm ) ( Nmm ) ( Nmm )Bảng thông số động lực học các cấp của hệ truyền dẫn :

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

(ĐAI _ BÁNH RĂNG)

Thiết kế truyền động đai :

1 Chọn loại đai :

Đai hình thang là chi tiết được tiêu chuẩn hóa, chúng thường được chế tạo hàng loạt

từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn Do vậy ta cần chọn được tiết diện đai cho hợp lí Chọn tiết diện đai có thể dựa vào vận tốc và công suất cần truyền, nhưng vì bước này giá trị đường kính bánh đai chưa được xác định nên giá trị vận tốc trượt ccaanf phải giả thiết trước Điều này đẫn đến không ít khó khăn khi thiết kế để giải quyết vấn đề này có thể chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômem xoắn trên trục dẫn ( Tra bảng )

Ta có : Mx1 = 97200 N.mm Tra bảng ta chọn được tiết diện đai thang có các thông số sau :

Chiều dài đai L (mm)

Đường kính bánh đai

Dmin

(mm)

Mômemxoắn bánhdẫn Mx1

h

c

2 Xác định đường kính bánh đai :

Kiểm nghiện vận tốc đai :

(m\s) < ( 30 ÷ 50 ) m\s Tính đường kính bánh đai lớn D2 :

- Hệ số trượt (đối với đai thang 0,02)

Chọn đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 theo tiêu chuẩn

Kiểm tra số vòng quay thực tế n*

4 Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A :

Tính chiều dài sơ bộ

(mm)

Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1])

Kiểm tra số vòng chạy của đai :

Thỏa điều kiện u = 7,6 < 10 Vậy chọn chiều dài đai L = 2000 mm

Tính toán lại khoảng cách trục A :

Trong đó :

Giá trị khoảng cách trục vẫn thỏa mãn giá trị cho phép :

0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) 398,5 ≤ A ≤ 1400

Vậy chọn khoảng cách trục : A = 450 (mm)

Chiều dài đai : L = 2000 (mm)

5 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai :

Theo điều kiện :

(Thỏa điều kiện)

6 Xác định số đai cần thiết (z) :

Số đai z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền :

Trong đó :

V = 15,28 Vận tốc đai (m\s)

= 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm2).(Tra bảng 21[1])

F =230 Diện tích tiết diện đai (mm2) (Tra bảng 17[1])

Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1])

Cv = 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1])

Cα = 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1]).

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Truyền động bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy và

cơ khí Nó có các ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tỉ số truyền ổn định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao

-Các bộ truyền động bánh răng có các thông số kĩ thuật chủ yếu sau

- số răng bánh dẩn và bị dẫn

tỉ số truyền động

t - bước răng đo trên vòng chia

- bước răng đo trên vòng cơ sở

b - chiều rộng bánh răng

- góc nghiêng cuả răng, bánh răng thẳng = 0.

Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng kín tiêu chuẩn trong hộp giảm tốc

1 Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó : - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra bảng 30[1]

- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc

Trong đó : = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng 30[1]

- số chu kì ứng suất tương đương

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : = N = 60.u.n.t

Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 )

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng.

t = ( số giờ / 1ca ) ( số ca / 1 ngày ) ( số ngày làm việc / 1 năm ) số năm làm việc

b) Ứng suất uốn cho phép

Khi bánh răng quay 1 chiều :

n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá

= 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá

0,49

( N/ ) ( N/ )

c) Ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :

3 Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng

Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh = 1-hệ số tập trung tải trọng

Chọn cấp chính xác chế tao 9 = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1]

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy

+ Bánh răng 1 :

+ Bánh răng 2 :

10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột

Theo điều kiện :

.Trong đó: và là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải trọng danh nghĩa( đã xác định ở phần trên)

11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

Khoảng cách trục

Đường kính vòng

chân răng

Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 82,5 (mm)

Di2 = dc2 - 2mn -2C = 407,5 (mm)Đường kính vòng

( N ).

- Lực hướng tâm :

( N )

Thiết kế cặp bánh răng cấp chậm 1.Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó : - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra bảng 30[1]

- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc

Trong đó : = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng 30[1]

- số chu kì ứng suất tương đương

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : = N = 60.u.n.t

Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 )

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng

t = ( số giờ / 1ca ) ( số ca / 1 ngày ) ( số ngày làm việc / 1 năm ) số năm làm việc

b Ứng suất uốn cho phép

- Khi bánh răng quay 1 chiều :

n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá

= 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá

Vậy ứng suất uốn cho phép là :

c Ứng suất quá tải cho phép

- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :

3 Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng

Căn cứ vào V = 0,67 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

7 Xác định chính xác khoảnh cách trục A

- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:

K =

Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh = 1-hệ số tập trung tải trọng

Chọn cấp chính xác chế tao 9 = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1]

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột

Theo điều kiện :

.Trong đó: và là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải

trọng danh nghĩa( đã xác định ở phần trên)

11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

Khoảng cách trục

Chiều cao đầu răng hđ = mn = 5 (mm)

95 mm ; = 45 mm ; D = 200 mm

90 mm ; = 40 mm

b Phác thảo kết cấu hộp giảm tốc.

- Các thống số cơ bản:

+ Khoảng cách từ chi tiết quay tới thành trong của hộp a = 10 mm

+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10 mm

+ Chiều dày thân hộp = 10 mm

+ Khoảng cách từ cạnh ổ tới thành trong của hộp = 5 mm

+ Chiều cao của lắp và đầu bu long = 20 mm

+ Khoảng cách từ lắp ổ tới mặt cạnh của chi tiêt quay ngoài hộp = 20 mm.+ Chiều dày phần may ơ lắp với trục

c Xây dựng sơ đồ tính toán trục

- Trục II :

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

ltrục=1/2Bđai+l4+l3+B3+l23+a+b2+c+b1+c+b2+a+l23+1/2B3

=0,5.112+20+20+45+5+10+115+10+90+10+115+10+5+0,5.45=533,5(mm)

l1=118,5(mm)

l2=l3=207,5(mm)

 Tính phản lực tại các gối:

Giả sử các phản lực đặt tại B và D có chiều như hình vẽ trên:

Lấy mô mem đối với tại B và D:

.Vậy chiều giả sử đúng

Vậy chiều giả sử đúng

 Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

 Xác định phản lực tại gối đỡ A và E : Giả sử chiều các phản lực đặt tại A và E như hình vẽ, ta viết phương trình cân băng mô mem tại A hoặc E:

Vậy chiều giả sử đúng

Vậy chiều giả sử đúng

 Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):

 Xác định đường kính trục:

Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết diện B và C:

- Tại C :

- Tại B :

Chọn d3 = 55 mm chọn dổ = 50 mm

Trục IV:

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

Vậy chiều giả sử đúng

b Kiểm nhiệm trục theo hệ số an toàn

Trong đó: , - Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng có thể nhận gần đúng:

, - Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục

Ở đây ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

Ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động(1 chiều)

Trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp

, - Là mô men cản uốn và xoắn của tiết diện trục trụ tròn

Trục có khoét rãnh làm then dựa vào bxh, tra bảng 56[1] hoặc tính theo công thưc sau:

 Trục II

c Kiểm nghiệm trục về quá tải

Kiểm nghiệm theo điều kiện :

Trong đó : , là ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện nguy hiểm của trục ứng với

mô men truyền đông là Mqt=Kqt.M Giá trị Kqt xác định như trong kiểm tra quá tải của bộ truyền bánh răng

m – Hệ số chuyển đối tải trong dọc trục hướng về tâm tra bảng 67[1].

là hệ số vòng quay của ổ Vòng trong quay : = 1 ( bảng 67[1] )

3 Chọn kích thước ổ lăn

= 52 mm Ta chon ổ bi 310 (cỡ trung ) Thỏa mãn điều kiện :

= 55 mm Ta chon ổ bi _ 310 (cỡ trung ) Thỏa mãn điều kiện :

Ổ có : Đường kính ngoài D = 110 mm Chiều rộng B = 27 mm

= 95 mm Ta chon ổ bi 318 (cỡ trung ) Thỏa mãn điều kiện :

Ổ có : Đường kính ngoài D = 190 mm Chiều rộng B = 43 mm

PHẦN 5 :THIẾT KẾ KHỚP NỐI

1 Chọn kiểu loại lối trục

Theo điều kiện làm việc của hệ thong và các đặc tính kĩ thuật nối trục vào theo sự thống nhất thiết kế ta chọn nối trục đĩa

2 Xác định mô men xoắn tính toán

Mô men xoắn tính của nối trục được xác định theo công thức :

3 Chọn và kiểm tra trục tiêu chuẩn

Với Mxt = 5199 Nm chọn nối trục đĩa tiêu chuẩn với các thông số sau:

4 Kiểm nghiệm điều kiện xoắn của ống và điều kiện bền cắt của chốt

Kiểm nghiệm tại các khâu yếu nhất đó là bu lông và then.

a Bu lông:

Do lắp có khe hở nên ta kiểm tra bền bu long theo công thức:

Trong đó : -Lực xiết bu lông

Kiểm tra theo điều kiện bền dập và bền cắt.

+ Theo điều kiện bền dập:

.Thỏa mãn

+ Theo điều kiện bền cắt:

Thỏa mãn

MỤC LỤC

TÀI LIỆU THAM KHẢO :

1 PTS Phạm Hùng Thắng _ Giáo trình hướng dẫn thiết kế đồ án môn học Chi Tiết Máy

Nhà xuất bản Nông Nghiệp TP Hồ Chí Minh _ 1995

2 Trần Hữu Quế _ Vẽ Kĩ Thuật Cơ Khí _ Tập Một