Đồ Án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Full Bản Vẽ Cad)

Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng.. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yê

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Hoàng Trọng Hiếu MSSV: G0900795

Bộ môn Ô tô – máy động lực

Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh Ký tên:

Ngày hoàn thành: 14/5/2012 Ngày bảo vệ:

Đề số 10 – Phương án số 3

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

MỤC LỤC

Trang

Lời nói đầu …………3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN… 4 1.1 Chọn động cơ……….5

1.2 Phân phối tỉ số truyền……… 6

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY……… 8

2.1 Thiết kế bộ truyền xích……… 8

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng ……… 12

2.3 Thiết kế bộ truyền trục vít……… 17

2.4 Tính toán trục……… 21

2.5 Tính toán chọn ổ lăn……… 42

2.6 Thiết kế vỏ hộp……… 49

2.7 Thiết kế các chi tiết phụ……… 50

2.8 Bảng dung sai lắp ghép……… 52

Tài liệu tham khảo………53

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ

thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí nói chung và kỹ sư ô tô nói riêng

Hưởng ứng tinh thần trên, em đã cố gắng vận dụng những kiến thức về thiết

kế để hoàn thành việc thiết kế hệ thống dẫn động cho băng tải Phương án được lựa chọn là hệ thống gồm: Một hộp giảm tốc bánh răng - trục vít, một bộ truyền xích ống con lăn

Phương án trên được chọn ví phương án này có những ưu điểm:

Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít có tỷ số truyền lớn vì thế tinh giản đi số bánh răng cần thiết, và có thể dung đồng thanh không thiếc rẻ hơn để chế tạo bánh vít

Bộ truyền xích ống con lăn có hiệu suất cao, không có hiện tượng trượt, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ

Em xin chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh và các thầy cô Khoa Cơ khí đã giúp em hoàn thành đồ án này

Hoàng Trọng Hiếu

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN &

PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

F: lực vòng trên băng tải

Trục2 Trục1

4 Bộ truyền xích ống con lăn

5 Băng tải

1.1) Lựa chọn động cơ cho hệ thống

ugt: chọn ugt = 30 (hộp giảm tốc bánh răng-trục vít)

 = 48,5.2.30 = 2910 (v/p)

 Vậy phải chọn động cơ sao cho Pđc ≥ 22,58 (kW)

Tra bảng, ta chọn loại động cơ: 4A180M2Y3 có Pdc = 30 kW

Vậy hộp giảm tốc có tỉ số truyền các cấp là: u1 = 2; u2 = 15,17

 Công suất trên các trục

Trên trục 3: 3

19, 2

20, 41( ) 0,95.0,99

Công suất truyền bánh xích dẫn

(tại trục thứ 3 của hộp giảm tốc)

P1 = 20,41(kW)

Tiến hành thiết kế:

 Chọn loại xích : xích ống con lăn

 Chọn số răng của đĩa xích dẫn

Giả thiết trục nối tâm các đĩa xích và phương ngang hợp góc 90o => K0 = 1,25

+) Kdc: hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích

Giả thiết điều chỉnh được => chọn Kdc = 1

+) Kbt: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn; giả thiết bôi trơn nhỏ giọt => Kbt =

n

n K n

Tra bảng 5.8 [1], đối với xích ống con lăn khi z = 25 răng (tức là z ≥ 15 răng) thì nếu số vòng quay đĩa xích dẫn n1 < 300 (v/p) thì bước xích lớn nhất cho phép pmax

> 50,8 mm

Mà n1 = 97 (v/p) => Chọn pc = 38,1 mm là thỏa

 Giả thiết khoảng cách trục sơ bộ là a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm)

Tra bảng 5.9 [1], với xích con lăn pc = 38,1 => [i] =20

 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn s

Tra bảng 5.2 [1], pc = 38,1 (mm) với xích con lăn 3 dãy

 Tải trọng phá hỏng Q= 381 (kN); khối lượng 1m xích q = 16,5 (kg/m)

Kd = 1,2 là hệ số tải trọng động ở chế độ làm việc trung bình

 Lực vòng Ft = 13253 (N)

 Lực căng do lực li tâm gây nên Fv = q.v2 = 16,5.1,542 39 (N)

 Lực căng ban đầu của xích Fo = 9,81.Kf.q.a

Với hệ số xét đến độ võng của xích Kf = 1 (vì thiết kế xích thẳng đứng)

=> Fo = 9,81.1.16,5.1,523 246,520 (N)

 Đường kính của đĩa xích

1

38,1

304( ) sin / 25

2.2) Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng

a Chọn vật liệu thép 45X được tôi cải thiện chế tạo bánh răng

b Xác định ứng suất cho phép sơ bộ

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

Ta có:

0 lim

H

H

K S

N

đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc mH = 6

Với số chu kì làm việc cơ sở N HO1 30.HB12,4  30.2802,4  2, 24.107(chu kỳ)

N HO2  30.HB22,4  30.2602,4  1,87.107 (chu kỳ)

Số chu kì làm việc tương đương

3 max

3 3 9 E1

N

đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn mF = 6

Bộ truyền kín và được bôi trơn tốt nên ta tính toán theo độ bền tiếp xúc và kiểm nghiệm theo độ bền uốn

 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép theo bánh bị dẫn [σH] = [σH2] = 536,36 MPa (lấy giá trị của bánh răng có độ bền nhỏ hơn) Ứng suất uốn cho phép [σF] = [σF2] = 267 Mpa

c Tính toán với thông số đầu vào: Moment xoắn T1 = 91898 Nmm

Tính lại tỷ số truyền 2

12 1

84

2, 05 41

z u z

aw = ( ) aw =

( ) 125 mm

Chiều rộng vành răng b1 = b2 + 5 = 44,375 mm b2 = bw = ψba.aw =

0,315.125 = 39,375 mm Đường kính vòng đáy

2241( ) 82

1 1

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn

Với vận tốc vòng v =12,64 m/s >12,5 m/s nên bôi trơn bộ truyền bằng cách phun dầu

2.3) Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

Thông số đầu vào bánh dẫn:

s

Chọn ( ) => chọn cấp chính xác 7 (bảng 7.6)

 Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh có thiếc Br SnP10-1

(БpOФ 10-1)

có σch=150 MPa, σb=260 MPa, được đúc bằng khuôn cát (bảng 7.1)

 Còn vật liệu làm trục vít là thép tôi với độ rắn ≥ 45 HRC sau đó được mài và đánh bóng ren vít (bảng 7.6)

 Xác định ứng suất cho phép của bánh vít

a Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

[σH] = vì trục vít được tôi đạt độ rắn HRC ≥ 45 (CT 7.3)

Hệ số tuổi thọ √

(CT 7.4) Với ∑ ( ) (CT 7.5)

=> ( ) = 1,08.108

(< 2,6.108)

=>KHL=√

√ = 0,74 (n2 = 97 (v/p); Lh = 8.300.16 = 38400 giờ)

vậy [σH] = 0.9.260.0,74 = 133,4 MPa

b Ứng suất uốn cho phép [σF]

[σF] = (0,25.σch + 0,08 σb).√

(CT 7.6, 7.7, 7.9) với ∑ ( ) ( ) (CT 7.10)

3 33

aw là số nguyên nên ta không cần dịch chỉnh

w s

Vậy răng bánh vít thỏa độ bền tiếp xúc

- Số răng tương đương zv= z2/cos3 γ = 30/cos311,3 = 31,81 lấy zv = 32 => YF = 1,71

- Hệ số tải trọng KFβ = KHβ = 1,01; KFv = KHv = 1,1 => KF = KH = 1,111

- Modun pháp của bánh răng vít: mn = m.cosγ = 8.cos11,3 = 7,84

 Ứng suất uốn tính toán

3

2 2

1, 4 1, 4.2009438.1, 71.1,111

9, 76 [ ] 35, 2 144.480.7,84

Vậy điều kiện bền uốn thỏa

 Tính toán nhiệt cho bộ truyền

Hiệu suất bộ truyền η = 0,85

Hệ số thoát nhiệt qua bệ máy

Và A2 = 0,2.A1 = 0,2.0,512 = 1,1024 m2

Vì trục vít đặt dưới bánh vít => [td] = 900 C

Nhiệt độ dầu bôi trơn:

1 0

=> Đảm bảo thoát nhiệt cho bộ truyền

 Tiến hành bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền

Trục 2 của bộ giảm tốc có lắp đồng thời bánh răng 2 và trục vít 3

có đường kính rất chênh lệch nhau Vậy tiến hành bôi trơn ngâm dầu 2 phần hộp giảm tốc riêng biệt

 Kích thước theo chiều dài dọc trục 1

Theo bảng 10.3

- k1 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

- k2 = 5 mm, là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 mm, là chiều cao nắp ổ và đầu bulon

- Chiều dài mayơ bánh răng 1: lm13 = 1,5 35 = 52,5 mm

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = 2,5.35 = 87,5 mm

0, 2.2 0, 2.2.91898

408,5 90

rp

T

D

D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, tra phụ lục 16-10a, với d =

35 mm, T1 = 91898 Nmm => D0 = 90 mm

Trong phần bánh răng, ta có F t1  2241N

816

408, 5.79, 25 2241.51, 75

14332.51, 75

0, 75 0 0 0, 75.91898 795860

 Đường kính trục tại các tiết diện: với [σ] = 67 MPa, tra trong bảng 10.5

3 3

3 3

3 3

85918

23, 40,1.[ ] 0,1.67

79586

22,80,1.[ ] 0,1.67

110811

25, 40,1.[ ] 0,1.67

tdA A

tdC C

tdD D

- Biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, nên:

 kích thước then tại C: b x h x t1 = 8 x 7 x 4 mm

 kích thước then tại D: b x h x t1 = 10 x 8 x 5 mm

12, 2 / 2650

0; 0 68948

33 / 2078

A

D aD

M

N mm W

T

N mm W

T W T

N mm W

T W

- Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục, với σb = 750 MPa; Kσ lớn = 2,01; tôi bằng dòng điện tần số cao nên Ky = 2,8 bảng 10.9

Lấy d = 35 (mm) => chiều rộng b0 = 21 là chiều rộng của ổ lăn

 Kích thước theo chiều dài dọc trục 2

- Theo bảng 10.3

- k1 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

- k2 = 5 mm, là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 mm, là chiều cao nắp ổ và đầu bulon

- Chiều dài mayơ bánh răng: lm22 = 1,4.35 = 49 mm

Dựa theo hình 10.11 và bảng 10.4 có thể suy ra các khoảng cách:

- l21 là khoảng cách giữa ổ lăn ở 2 bên ngõng trục của trục vít, với

Trong phần thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng và bộ truyền trục vít – bánh vít, ta

3

3 a3 4

4

3 4

2 2.178344, 55

2229160

2 2.2009438

8372480

0, 75 0 0 0, 75.178344,55 8544510

 Đường kính trục tại các tiết diện: với [σ] = 63 MPa, tra trong bảng 10.5

3 3

3 3

3 3

910550

52, 470,1.[ ] 0,1.63

854451

51,370,1.[ ] 0,1.63

978841,9

53, 760,1.[ ] 0,1.63

Các công thức tính hệ số an toàn tương tự như tính với trục 1

- Với σ-1 là giới hạn mỏi uốn với chu kỳ đối xứng, thép chọn làm trục là thép cacbon nên σ-1 = 0,436.σb = 0,436.650 = 283,4 MPa

- Với τ-1 là giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng,

τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58.283,4 = 164,4 MPa

- Biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện

Công thức tính tương tự như đã tính với trục 1

- Với Wj và Woj là moment cản uốn và cản xoắn tại các tiết diện của trục, được tính:

33, 9 / 4209

290306

21 / 13804

M

N mm W

T

N mm W

T

W

T

N mm W

T W

là hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

với thép có σb = 650 MPa lấy (bảng 10.7)

tại đường kính dD = 90 mm =>

tại đường kính trục dC = 70 mm =>

- Kσ và Kτ là hệ số tập trung ứng suất, bảng 10.13:

Với σb = 650 MPa; cắt then bằng dao phay ngón thì KσC = 1,76; KτC = 1,54

Với σb = 650 MPa; ứng suất gây ra do chân ren trục vít nên KσD = 1,85; KτD = 1,4,

- k2 = 5 mm, là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 mm, là chiều cao nắp ổ và đầu bulon

Tính toán theo hình 10.11 trang 194

- Chiều dài mayơ bánh răng: lm32 = 1,5 75 = 112,5 mm

- Chiều dài mayơ đĩa xích: lm33 = 1,5.75 = 112,5 mm

Trong phần bộ truyền bánh răng => Ft4 = 8372 N

Fa4 = 2229 N

Fr4 = 3047 N Trong phần bộ truyền xích => Fr5 = 13916 N

Tính toán:

4 4

 Đường kính trục tại các tiết diện: với [σ] = 50 MPa, tra trong bảng 10.5

3 3

3 3

3 3

2226041

75, 40,1.[ ] 0,1.50

2210284

76,10,1.[ ] 0,1.50

1740224

70,30,1.[ ] 0,1.50

tdB B

tdC C

tdD D

Các công thức tính hệ số an toàn tương tự như tính với trục 1

- Với σ-1 là giới hạn mỏi uốn với chu kỳ đối xứng, thép chọn làm trục là thép cacbon nên σ-1 = 0,436.σb = 0,436.750 = 327 MPa

- Với τ-1 là giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng,

τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58.327 = 189,66 MPa

- Biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện

Công thức tính tương tự như đã tính với trục 1

- Với Wj và Woj là moment cản uốn và cản xoắn tại các tiết diện của trục, được tính:

 kích thước then tại vị trí D là b x h x t1 = 20 x12 x 7,5 mm

 kích thước then tại vị trí C là b x h x t1 = 22 x14 x 9 mm

949374

25,12 / 37789

M

N mm W

T

N mm W

T

N mm W

T W

là hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

với thép có σb = 750 MPa lấy (bảng 10.7)

189, 66 189, 66

17, 96; 16, 2 0,88.12 1, 03.11, 4

 Kiểm nghiệm then

Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:

h (mm)

2.91898

42, 532.45.(8 5)

91, 3480.110.(14 9)

- Với kết cấu trục đã tính toán ở phần trước, đường kính ngõng trục lắp ổ bi d

= 30 mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nặng 306 (bảng P2.7 trang 254) có đường kính trong d = 30 mm, đường kính ngoài D = 72 mm, khả năng tải động C =

1 13 12 13

13 1

3 3 3

+ X = 1, Y = 0 (ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm)

- Theo công thức 11.1 trang 213, khả năng tải động

3.m 1839, 75 4415,5 30( ) 37, 2( )

+ Ổ bi nên m = 3 (m = 10/3 với ổ đũa trụ ngắn đỡ)

 Vậy ổ bi đỡ một dãy vừa chọn thỏa điều kiện về tải trọng động

 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Theo công thức 11.19 trang 221 thì với Fa = 0; Q0 = X0.Fr = 0,6.1886 = 1132

 Chọn sơ bộ loại ổ đũa côn cỡ trung rộng 7620 với đường kính d = 100 mm,

D = 215 mm, có khả năng tải động C = 451kN và khả năng tải tĩnh C0 = 459

kN

Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 320 với đường kính trong d = 100 mm, D =

215 mm, có khả năng tải động C = 136 kN và khả năng tải tĩnh C0 = 133 kN

 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

+ Lực dọc trục do lực hướng tâm gây nên:

+ Ổ bi nên m = 3 (m = 10/3 với ổ đũa trụ ngắn đỡ)

 Vậy ổ bi đỡ một dãy vừa chọn thỏa điều kiện về tải trọng động

Chọn góc tiếp xúc α= => hệ số tải trọng dọc trục e = 1,5.tan(α) = 0,3188 Xét tổng tải trọng dọc trục đặt lên ổ: (tính cho ổ chịu tải trọng lớn hơn)

     

- Theo công thức 11.3 trang 214, tải trọng quy ước Q = (XVFr + YFa)ktkd

+ Chọn các hệ số Kd=1,2 ; Kt=V=1 (với các điều kiện làm việc như trên)

c) Cặp ổ lăn 3 của trục 3 trong hộp giảm tốc

a Trên trục 3 gồm có bánh xích và bánh vít

Có lực dọc trục tác động lên các ổ (Fa )

b Chọn sơ bộ ổ lăn: trục bánh vít yêu cầu ổ đỡ phải có độ cứng cao

Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ rộng 7315 với đường kính trong d = 75 mm, D = 160

mm, có khả năng tải động C = 178 kN và khả năng tải tĩnh C0 = 148 kN

Giá thành ổ đũa côn mắc hơn không nhiều so với ổ bi đỡ, mà độ cứng cao, đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục

c Tính toán chọn ổ theo khả năng tải:

Thời gian làm việc tính theo triệu vòng quay L

2.6) Thiết kế vỏ hộp

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu GX 15 – 32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục để việc lắp ghép được dễ

dàng

Các kích thước cơ bản được trình bày theo sau

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.320 + 3 = 13,6 mm

δ1 = 0,9.δ = 0,9.12,6 = 11,34mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8÷1)δ = 0,8.12,6 = 10,08 mm

h < 5.δ = 5.12,6 = 63 mm khoảng 20

Chiều dày bích thân hộp, S3

Giữa bánh răng với thành trong

L và B: chiều dài và chiều rộng của hộp

2.7) Thiết kế các chi tiết phụ

Đường kính trong của nối trục vòng đàn hồi: d = 28 mm

Nên ta chọn nối trục vòng đàn hồi có (theo tài liệu tham khảo (2) ):

Bánh tạt dầu gồm hai nửa, ghép lại bằng bulông M16 Đường kính ngoài bánh tạc dầu cần bảo đảm nó luôn ngập trong dầu nên ta có các kích thước như hình:

2.8) Bảng dung sai lắp ghép

Chi tiết

(1)

Mối lắp (2)

Sai lệch trên Sai lệch dưới Độ dôi

lớn nhất (m) (7)

Khe hở lớn nhất (m) (8)

THEN (lắp trên mayer)

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1 và 2, Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Nhà xuất bản Giáo dục

2 Dung sai và lắp ghép, Ninh Đức Tốn, Nhà xuất bản Giáo Dục

3 Vẽ Cơ Khí, Vũ Tiến Đạt, Nhà xuất bản ĐHQG TP Hồ Chí Minh