1. Động cơ3. Hộp giảm tốc.5. Băng tải.2. Nối trục đàn hồi.4. Bộ truyền xích.Số liệu cho trước1. Lực kéo băng tải:F = 11.000N2. Vận tốc băng tảiv = 0,41 ms3. Đường kính tang D = 320 mm.4. Thời gian phục vụlh = 22.000 giờ.5. Số ca làm việcsoca = 1.6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài:7. Đặc tính làm việc: va đập nhẹ.MỤC LỤCI.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH CÁC TỶ SỐ TRUYỀN.II. TÍNH CÁC BỘ TRUYỀN.III. TÍNH CÁC TRỤC.IV. TÍNH CÁC Ổ.V. THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP.VI. TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT.VII. LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI.
Trang 1-
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Tmm = 1,3 T1 T2 = 0,9T1 t1= 6h t2=1h tck =8h
1 Động cơ 3 Hộp giảm tốc 5 Băng tải
2 Nối trục đàn hồi 4 Bộ truyền xích
Số liệu cho trước
1 Lực kéo băng tải: F = 11.000N
Sinh viên thiết kế:
Giáo viên hướng dẫn: Hoàng Văn Ngọc
Trang 2V THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP
VI TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT
VII LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI.
Trang 3-
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH CÁC TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.1 Tính công suất cần thiết và số vòng quay cần thiết của động cơ điện.
- Công suất cần thiết:
Nlv: công suất tính trên trục làm việc
Các trục và các bánh răng được đặt tên như hình vẽ:
t
t N
N N
ck td
T
T N
N T N
N N N
2 2
1
2 1 2
1 1
3600.1.1
9.03600.6.151,4
2 2
= 4,16(kw)
- Hiệu suất của toàn bộ bộ truyền: η ηo4.ηkn.ηbr.ηbr.ηx
=
∑
Trang 4- + Khớp nối coi như có hiệu suất bằng 1: ŋkn = 1
+ Các ổ coi như có hiệu suất bằng nhau: ŋo = 0,99
+ Các bộ truyền bánh răng đều sử dụng bánh răng trụ, làm việc trong điều kiện được che kín Theo (1) ta chọn được: ŋbr= 0,97
+ Bộ truyền xích làm việc trong điều kiện được che kín Theo (1) ta chọn ŋx=0,96
41,0.11000
kw w
v F
16 , 4
td lv
cttd
N N
41,060
.48,
u n
n ct = lv∑ = =
1.1.2 Chọn động cơ:
Ncttd = 4,78(kw); nct =2741,76 (v/ph)
3,145,4
51,4.3,1.3,
mm dn
k
N
N T
n u
- Việc phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc dựa trên nhiều cơ sở là: Theo yêu cầu gia công vỏ hộp, theo yêu cầu bôi trơn, theo yêu cầu về khối lượng Để lựa chọn các tỷ số truyền thỏa mãn khối lượng nhỏ nhất, momen quán tính thu gọn nhỏ nhất, thể tích bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất ta chọn: ( theo 4)
Trang 5-
- Mô men xoắn:
)
(10.24,18)(8,182372880
5,5.10.55,9
10.55,
n
N T
13,5.10.55,9
10.55,
n
N T
2880
1
ph v u
,425
93,4.10.55,9
10.55,
n
N T
,3
41,425
2
ph v u
,110
73,4.10.55,9
10.55,
n
N T
78,110
ph v u
(71,175766845
,24
50,4.10.55,9
10.55,
n
N T
IV IV
Trang 6-
Kiểm tra tính chính xác của tỷ số truyền
48,24
46,2448,24
n
n n
Trang 7- Căn cứ vào các yêu cầu làm việc chọn loại xích ống con lăn
2.1.2 Chọn sô răng trên đĩa xích nhỏ Bộ truyền có u = 4,53 Ta chọn Z 1 theo công thức:
k
k k k N
N = . . .
Nt, N là công suất tính toán và công suất cần truyền
kz: Hệ số răng của đĩa dẫn 1 1,25
k n (n01 là số vòng quay tiêu chuẩn lấy bằng 50)
kx: Hệ số xét đến số dãy xích Do chỉ có một dãy xích nên kx = 1
k: Hệ số sử dụng: k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Do bộ truyền nằm ngang nên k0 =1
ka: Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục Do a = (30…50).p nên ka =1
kđc: Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh vị trí trục Vì vị trí trục có thể được điều chỉnh bằng đĩa xích
bị dẫn nên kđc = 1
kbt: Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn Do bộ truyền làm việc trong điều kiện không có bụi và chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu nên kbt =1
kđ: Hệ số xét đến điều kiện tải trọng Do bộ truyền chịu va đập nhẹ nên kđ=1,25
kc: Hệ số xét đến số ca làm việc Do bộ truyền làm việc 1 ca nên kc = 1
Vậy ta được:
k=1.1.1.1.1,25.1 = 1,25
33,31
451,0.25,1.25,1.73,4
1,38.20902
90201
,38
1524.24
2
)(
2
2
2 2
2 1 2 2
1
=
−+
++
=Π
−+
++
=
a
p Z Z Z
Z p
a
Lấy số mắt xích: X = 138
Trang 8-
- Tính lại khoảng cách trục theo số mắt xích X = 138
[2)]
0,5(Z-[X)0,5(Z-{X.25
,
1 2 1
2
Π
−
−+
++
Z Z
p a
14,3
2090[2]20905,0138[20905,0138{,38.25
−+
( )mm
- Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây:
[ ] 2507
,1138.15
78,110.2015
p
20
14,3sin
1,38sin
p
92
14,3sin
1,38sin
2
Π
=
2.1.6 Kiểm nghiệm độ bền của xích
- Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:
[ ]s F F F k
Q s
V t
d
≥++
=
0
.Q: Tải trọng phá hỏng, theo (7) ta có: Q=127000(N)
kd: hệ số tải trọng động Do máy làm việc với chế độ trung bình Tmm=1,3T1 nên ta chọn kd = 1,2
Ft: Lực vòng:
41,160000
78,110.1,38.201000.60
1
,1
73,4.10001000
N v
N
Fo: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:
a q k
F o =9,81 f
kf: hệ số phụ thuộc độ võng của xích Lấy kf = 4
q =5,5(theo 6) a là khoảng cách trục tính theo mét (m)
)(61,327518,1.5,5.4.81,9
Fv: Lực căng do lực ly tâm sinh ra
)(93,1041,1.5,
,
1
127000
=+
+
=
Trang 9-
- Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
[ ]H d
vd d t r H
Ak
E F K F k
σ
47,0
1
[ ] σH : Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo (9) σH =600MPa
Fvd: Lực va đập
)(96,71,38.78,110.10.13
.10.13
1
7
kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích: kr =0,44 (theo 10)
E: Mô đun đàn hồi, E = 2,1.105Mpa
kd: Hệ sô phân bố không đều tải trọng cho các dãy, vì chỉ có một dãy xích nên kd = 1
Kd: Hệ số tải trọng động Kd =1,25 do bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ
A: Diện tích hình chiếu của bản lề Theo (11) ta có A = 395mm2
=
+
=
1.395
10.1,2)96,725,1.99,3361(44,047,0
5 1
H
2.1.7 Lực tác dụng lên trục:
)(29,386699
,3361.15,1
k
F r = x t = =
kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích Do bộ tryển nằm ngang nên kx=1,15
Bảng tồng kết sau khi tính toán bộ truyền xích:
Trang 10Theo (12) Ta chọn vật liệu bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB260 có
σb1=850Mpa, σch1=580Mpa Vật liệu bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB230, có
S
K
0 lim
0 lim = HB+
H
53070230.2
59070260.2
=
=+
H HL
N
N
=
mH: Bậc của đường cong mỏi Do độ rắn mặt răng <350HB nên mH=6
NH0: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
4 , 2
, 2 02
7 4
, 2 01
10.40,1230.30
10.88,1260.30
c: số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1
Ti, ni, ti là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i
Trang 11-
7 3
3 3
1 2 3
1
1 1
8
1.9,08
6.1.2880.22000.1.608
1.8
6
T n l c
N HE h
7 7
1
1
77,6
10.76,319
Ta thấy các NHE đều lớn hơn các NH0 tương ứng nên các hệ số KHL=1
Các ứng suất tiếp xúc cho phép:
S K
MPa S
K
H
HL H
H
H
HL H
H
82,4811
,1
1.530
45,5361
,1
1.590
2 2
0 2 lim 2
1 1
0 1 lim 1
σσ
Cấp nhanh sử dụng bánh trụ răng nghiêng nên ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền là:
[ ] 1 2 509,14 1,25.[ 2]
2
82,48145,536
H H
YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
YS: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Để tính sơ bộ ta chọn YR.YS.KxF=1
Khi đó: [ ]
F
FL FC F
σ : Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ ứng suất cơ sở
SF: Hệ số an toàn khi tính về uốn Theo (13) ta có:
KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do bộ truyền quay một chiều nên KFC=1
KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền
F
m FE
FO FL
N
N
mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn Do độ rắn mặt răng <350HB nên mF=6
NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO=4.106
Do các NFE đều lớn hơn NFO nên KFL = 1
[ ]F 267,43MPa
75,1
1.1.468
75,1
1.1.414
σ
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: [ ]σH Max =2,8σch2 =2,8.450=1260Mpa
Trang 12- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ ]
MPa ch
F
ch F
360450.8,08
,0
464580.8,08
,0
2 max
2
1 max
σσ
2.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
a Xác định sơ bộ khoảng cách trục
[ ]
3 12
.)1(
ba H
H a
w
u
K T u
K
a
ψσ
T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 =17,01.103 Nmm
[ σH ] ứng suất tiếp xúc cho phép: 509,14Mpa
28,1.10.01,17)177,6(
2
3
=+
25,1
36cos.105.2)1(
cos2
+
=+
=
u m
)18122.(
25,12
)(
z z m
c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:
2 1
1
)1.(
.2
w w
H H
M H
d b
u K T Z Z
a
Z
2sin
cos
=
βb: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: tgβb =cosa t.tgβ
at, atw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có:
Trang 13-
'3523594,23557,33cos
20cos
0 0
a tw t
βα
α là góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71, α =200
'1731294,316079
,0557,33.594,23
294,31cos.2
=
=
H Z
557,33sin.42
118
12,388,1cos112,388,1
2 1
−
εα
z z
846,0397,1
v Π w
=
1778,6
105.21
2
+
=+
=
m
w w
u
a d
)/(0694,460000
2880.27.14
,
3
s m
)1778,6.(
44,1.17010.2.846,0.526,1
Trang 14Vậy σH <[ ] σH và không quá bền Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc
d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
m d b
Y Y Y K T w w F
2
1
F1 F
1 1
β ε
ε
Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 0,716
397,1
11
=
=
=
α εε
31557,33cos
557,33cos
K K T
d b v K
2
1
105.0735,4.56.006,
=
F v
09,126,1.6,1.17010.2
027,27.42.39,5
=
Fv K
2,209,1.26,1.6,
81,3.76,0.716,0.2,2.17010.2
81,3
60,3.36,109Y
Trang 15- Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn
e Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Hệ số quá tải:
3,1
F
F2max σ 2.K 103,33.1,3 134,33 σ 1
Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện quá tải
f Các thông số và kích thước của bộ truyền
- Đường kính vòng chia:
27557,33cos
18.25,1cos
2.2.4 Tính toán bộ truyển bánh răng thẳng cấp chậm
a Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Ka: Ta sử dụng vật liệu là thép và loại răng thẳng nên theo (14) ta được Ka = 49,5
Tỷ số truyền: u = 26/6,778 = 3,836
T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 =110,67.103 Nmm
[ σH ] ứng suất tiếp xúc cho phép: 481,82Mpa
35,0
=
ba
897,0)1836,3.(
35,0.53,0)1(.53,
Trang 16-
91,17035,0.836,3.82,481
025,1.10.67,110)1836,3(5,
5,2
171.2)
1(
2
+
=+
=
u m
2 1
5,05,2
171).(
5,
2
=+
−
=+
9,0.1000
1000
=+
=
=
t y
Z
y k
9,0.28107943,05,0)
(.5,
z
y z z x x
x2 = xt –x1 = 0,943 – 0,208 = 0,735
Góc ăn khớp
'5821978,219273
,0171
.2
20cos.5,2)
28107(2
cos
a
m z
α
αα
c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:
2 1
1
)1.(
.2
w w
H H
M H
d b
u K T Z Z
1.22
sin
cos2
)4(
1.2,388,1112,388,1
2 1
−
=
z z
αε
Trang 17-
1821,3
171.21
2 2
+
=+
=
m
w w
u
a d
)/(577,1778,6
2880.60000
94,70.14,360000
1 1
s m n
K K T
d b v K
2
.1
H
H =δ 0 2 Với cấp chính xác chế tạo là 9, theo (21) ta có g0 = 73 Theo (22) ta có δH =0,006
85,59171.35,0
171.577,1.73.006,
2
94,70.85,59.62,4
)1821,3.(
113,1.110670
2.869,0.697,1
σ < Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc
d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
m d b
Y Y Y K T w w F
2
1
F1 F
1 1
β ε
ε
Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 0,576
736,1
11
=
=
=
α εε
Trang 18-
322,12821,3
171.577,1.73.016,0
F
F δ
227,11.04,1.110670
2
94,70.85,59.322,121
.2
1
1
1
=+
=+
K K T
d b v K
276,1227,1.1.04,1
57,3.1.576,0.276,1.110670
57,3
47,3.38,67Y
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn
e Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Hệ số quá tải:
3,1
- Ứng suất tiếp xúc lớn nhất: σHmax =σH K qt =409,88 1,3=467,34<[ ]σH max
- Các ứng suất uốn lớn nhất: σF1 max =σF1.K qt =67,38.1,3=87,59<[ ]σF1 max
[ ]F maz qt
F
F2max σ 2.K 65,49.1,3 85,137 σ 1
Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện quá tải
f Các thông số và kích thước của bộ truyền
- Đường kính vòng chia:
9,70128/107
171.21
2 2
+
=+
=
m
w u
a
- Đường kính đỉnh răng:
825,755,2)043,0208,01(270)
1(
208,0.25,2(70)
25,2
Trang 19-
PHẦN III: TÍNH CÁC TRỤC
Sơ đồ chiều quay của các trục
Sau khi tính toán các bộ truyền ta thấy các tỷ số truyền thay đổi so với các tỷ số truyền sơ bộ
Tỷ số truyền thay đổi làm cho các mômen xoắn và số vòng quay trên các trục cũng thay đổi Tuy nhiên sự thay đổi này nhỏ và ảnh hưởng không đáng kể tới việc tính toán trục Vì vậy ta vẫn lấy các giá trị sơ bộ để tính toán
[ ]
3
2,
17010
3
Trang 20- Với động cơ đã chọn là 4AOOL ta có đường kính trục ra của động cơ là ddc =28mm, trục I nối với động cơ bằng khớp nối nên phải đảm bảo d1 = (0,8 ÷ 1,2)ddc, vì vậy ta chọn sơ bộ d1 = 25mm Vì đường kính đáy của các bánh răng 1 và 3 là 23,875mm nên các bánh răng phải chế tạo liền trục, vật liệu của trục I phải cùng loại với vật liệu của bánh răng Do đó vật liệu làm trục I là thép C45 tôi cải thiện, có σb = 750Mpa
17.2,0
k2: Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
Theo cấu tạo cụ thể của hộp và tham khảo (24) ta chọn: k1 = 10, k2 = 10
Chiều dài giữa hai gối đỡ của các trục I và III cũng bằng với trục II: l11 = l31 = 220
Trên trục I có nối trục đàn hồi với trục của động cơ Chiều dài côngxôn trên trục I là
lc11 = 0,5.(lm11 + b01) + k3 + hn
Trang 21-
lm11 = (1,4 ÷ 2,5)d1, ta lấy lm11 =39
k3: Khoảng cách từ mặt mút của khớp nối đến nắp ổ: k3 = 16
hn: Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18
T F
F
w t
N tg
tg F F
r
557,33cos
594,23.630cos
1 3
βα
N tg
tg F F
F a1 = a3 = t1 β =630 33,557=417,9
Thành phần lực dọc trục do các ổ tác dụng lên trục bằng 0 do các thành phần Fa1 va Fa3 tự cân bằng nhau Để tính phản lực tại các ổ theo phương X và Y ta giải hệ sau, với giả thiết các lực tại ổ đều có chiều là chiều dương của các trục
0
0
0
.0
11 1 13 3 12 1
11 1 13 3 12 1
1 3 1 1
1 3 1 1
=+
+
=
=
−+
=
=+
−
−
=
=+++
l Y l F l F X
Y F F Y Y
X F F X X
B t
t
mo
A
B r
r
mo
A
B r r A
B t t A
Từ hệ trên ta được các giá trị: XA1 = - 630N; YA1 = 330,2N; XB1 = -630N; YB1 = 330,2N
Ta có sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen, kết cấu của trục I như sau:
- Đường kính trục I tại tiết diện lắp bánh răng 1
Mômentương đương:
Nmm T
M M
[ ] σ : Ứng suất cho phép của vật liệu, lấy theo (25)
Ta nhận thấy tại vị trí lắp bánh răng 3, các mômen nhỏ hơn, do đó nếu tính đường kính sẽ nhỏ hơn 18,6 Tuy nhiên do điều kiện lắp ráp với trục của động cơ và làm bánh răng liện trục nên ta chọn đường kính của trục I:d1 = 25mm trên suốt chiều dài trục
Trang 22- Bán kính góc lượn lớn nhất và nhỏ nhất của rãnh: rmin = 0,16mm; rmax = 0,25mm Các thông số của then lấy theo (26)
Điều kiện bền dập , bền cắt
[ ]d t
d
t h l d
2
1
[ ]c t
c
b l d
T
τ
2
[ ] [ ]σd ,τd : Ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép
32
25
17010.2
− = 14,2 Mpa < [σd]
τc =
8.32.25
17010
2
= 5,3 Mpa < [τc]
Trang 23T F
w
94,70
110670
22
5
2
N tg
tg F
0
0
.0
21 2 24 4 23 5 22 2
21 2 24 4 23 5 22 2
2 4 5 2 2
2 4 5 2 2
=+
−
=
=++
−+
=
=+
l Y l F l F l F X
Y F F F Y Y
X F F F X X
B t
t t
mo
A
B r
r r
mo
A
B r r r A
B t t t A
Từ hệ trên ta được: XA2 = XB2 = 2190,1N; YA2 = YB2 =299,4N
Ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục II như sau:
- Đường kính trục II tại các thiết diện lắp bánh răng 2 và bánh răng 4
Mômen tương đương:
Nmm
M td 23058,92 1095052 0,75.573302 122426
=+
122426
=
- Đường kính trục II tại tiết diện lắp bánh răng 5
Mômen tương đương:
Nmm
M td 14717,12 2031112 0,75.573302 209608
=+
Trang 24-
σd =
)47.(
18
35
57330.2
− = 19,41 Mpa < [σd] = 100Mpa
τc =
8.18.35
57330
2
= 22,76 Mpa < [τc] = 60Mpa + Then lắp bánh răng 5
32
40
57330.2
− = 29,86 Mpa < [σd]=100Mpa
τc =
10.32.40
57330
2
= 8,96 Mpa < [τc] = 60Mpa
Trang 250
0
.0
34 31 34 31 3 32 6
31 3 32 6
3 6 3
34 3 6 3
=++
=
=+++
B t
mo
A
B r
mo
A
B r A
x B t A
l l F l X l F Y
l Y l F X
Y F Y Y
F X F X X
Từ hệ trên ta giải được YB3 = YA3= -629,6N; XA3 = -154,1N; XB3 = -6832,3N
Ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục III như sau:
- Đường kính tiết diện trục III tại vị trí lắp bánh răng 6
Mômen tương đương:
Nmm
M td 692562 169512 0,75.4173132 368370
=+
+
Đường kính trục:
8,3863.1,0
+
=
3,4263.1,0
56
40
417313
417313
75,0
2
= 23,29 Mpa < [τc] + Then lắp với xích
b =10mm, h = 8 mm
Trang 2630
417313
2
− = 165,6 Mpa > [σd]
do điều kiện bền không đảm bảo nên ta làm hai then cách nhau 1800 Khi đó mỗi then sẽ chịu 0,75%
TIII đồng thời tăng chiều dài mayơ lên thành 70 để có thể tăng chiều dài then lên 63, tăng đường kính trục lên 35
σd =
)58.(
63.35
75,0.417313
2
− = 94,6 Mpa < [σd]
τc =
8.63.35
417313
75,0
2
= 47,31 Mpa < [τc]