ĐỀ TÀI Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tươn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC 10340421 :HỒ TIẾN ĐẠT 10332341

MỤC LỤC

NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

8 II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần

lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều Nhưng bên cạnh

đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo

bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính

lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

2 Số liệu ban đầu:

a Công suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW)

3 Đặc diểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

I.Chọn động cơ điện:

P

P 

Với  nt.xol4br3 :hiệu suất truyền động

- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:

.0,973

7,8650,89

t ct

P P

n : số vòng quay của trục công tác

=> U = = 26,3

Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

I Chọn loại xích:

Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ

bền mòn cao

II Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

K0 = 1,25 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so

với phương ngang >600)

2 đĩa xích)

trơn đạt yêu cầu)

=> k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7

Như vậy:

thời theo bảng 5.8, p < pmax

- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)

Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:

a

p z z z

z p

a x

4

) (

2

2

2

2 1 2 2

.14,3.4

4,25.)2767(2

)6727(4,25

1016.2

k

Q s

4290( )1,16

Fv = q.v2 = 2,6.1,162 = 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:

] [

/ )

( 47 ,

H k F k F E A k 

Trong đó:

Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích

- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

5 1

0, 42.(4290.1, 2 2,343).2,1.100.47

0, 22.(4290.1, 2 2,343).2,1.100.47

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP

GIẢM TỐC.

I Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

II Xác định ứng suất cho phép:

702

1 lim



H

75 , 1

245.270

1 lim  HB    

H

441245

.8,1

1 lim

53070

230.270

2 lim  HB    

H

414230

.8,1

2 lim

- Theo công thức (6.5) N HO 30.H2,4HB, do đó

.10.6,1245

+ NHE = 60c( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

+ Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc

ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ NHE2 = 60c.n2/u2 ti  (Ti /Tmax)3 ti /ti

= 60.1

22 , 2

23 , 225

.18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1

- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1 Với KHL : hệ số tuổi thọ

- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:

[H] = Him0

H

HL S K

1.560

1.530

=

2

8 , 481

23 , 225

.18000(16.0,7 + 0,86.0,3) =9,35.107

Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 :

Tương tự KFL1 = 1

P '1 P1

PnP'1

IV Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

2

I I

w n

a Z

       

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

' 2 1

2 ( 1)

F



1 0

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt

Rz = 2,5 1,25  m => ZR = 0,95 Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1)

và (6.1a) :    H  H Z v.Z R.K xH 495,4.0,89.0,95.1418,86(MPa)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Theo công thức (6.43) :

'

1 1

+ Theo bảng 6.17 ta được: KF = 1,17 (ứng với sơ đồ 3)



- Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

  248,3( ).

)(4,8062

,3

6,3.85,80

2 1

2 1

Y

Y

F F

F F



5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

2 max

T K u

liệu của cặp bánh răng và loại răng

m u  =

2.2003.(3, 31 1) = 30,9 Lấy Z1 = 30

Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 

2

2 1

2 ( 1)

Z





2sin

cos.2

=> 0,87

3

75,1

1

2 .

H w w Hv

H H

v b d K

T K  K 

 

VH = δH.go.v a / w u m

và 2

Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:

60000

d 1n1

2,5 1,25 m

+ Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của

kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

1,27

-Theo (6.47) :

m

w F

F

u

a v g

K K T

d b v K

2

1

Do đó KF = KFβ KFα K Fv=1,02.1,27.1,26 = 1,63

75,1



KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :



5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

T

T

K qt

- Ứng suất tiếp xúc cực

đại:Hmax H. K qt  432,15(MPa)  H max  1260(MPa).

- Ứng suất uốn cực đại:

6 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

A: THIẾT KẾ TRỤC

I Chọn vật liệu:

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa có giới hạn bền

)(

600 Mpa

b 

- Ứng suất xoắn cho phép    12 20(Mpa)

II Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :

 

3

2 ,

Với    lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

III Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

- Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác

d3 = 50 (mm) => b03 = 27 (mm)

l5=1,5.40= 60

Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:

Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục

TrụcIII

Trục II

Trục I

2

.

K K

K

R x

4342.54,5 2.54,5 127  =2349 N

Tại tiết diện B:

Vậy chọn dB=40mm thoã mãn đk (4.3) 6.2.Tính chính xác trục I:

Kiểm tra an toàn cho trục ở các tiết diện nguy hiểm theo hệ số an toàn:

) 5 , 2 5 , 1 ( ] n [ n n

n n n

n k

n k

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

a = max = -min= Mu/W với m = 0.(4.8) ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

22 , 35344 2

270

150

.

, 2

75 , 49 27 , 2

2 2

Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

6.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường:

max 3

max 3

1 , 0

252495

mm N

1 , 0

22 , 35344

mm N

52 , 5 3 5 ,

M u y(N.mm)

M x (N.mm)

z

M u z(N.mm)

ZAy

Muz = 26211,75 Nmm

75 , 26211 67

75 , 0 7 ,

135207  =161944 Nmm (theo ct4.4)

50 1 , 0

75 , 0 53 ,

232030  =248561,56 Nmm

Dc 3

50 1 , 0

56 , 248561

 k/ = 1+ 0,6(k/- 1) = 2,02

6 , 3 30 1 5 , 2

270

150

.

, 3

024 , 25 6 , 3

2 2

Do tại tiết diện C có mômen uốn lớn nhất Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

7.3 Kiểm nghiệm trục II khi quá tải đột ngột:

Theo công thức (4.12)

3 25 , 46 / 45

1 , 0

53 , 232030

mm N

1 , 0

864 , 102921

mm N

Muy = 162663,5Nmm

Muz = 60709,25Nmm

25 , 60709 5

75 , 0 76 ,

173622  =350163,7 Nmm

Dc 3

50 1 , 0

7 , 350163

270

150

.

, 6

38 , 10 72 , 6

2 2

Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn

7.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Theo công thức (4.12)

3 12 , 348 / 52

1 , 0

76 , 173622

mm N

1 , 0

03 , 351131

mm N

Chọn và tính then ta tiến hành như sau:

tính theo sức bền dập và cắt

trị số mômen xoắn, số lượng then ), mỗi then không nhất thiết chỉ lắp vào những trục, có đường kính nằm trong phạm vi tương ứng với các trị số ghi trong bảng tiêu chuẩn Đối với trục bậc khi cùng chịu một mômen xoắn nên chọn then có cùng tiết diện để việc gia công rãnh then trên trục được thuận tiện

then thoã mãn điều kiện bền, mà không cần lắp nhiều then hoặc lấy then có tiết diện lớn hơn

IV.B.1 Chọn tiết diện then:

Đối với trục III:

Ở tiết diện C có đường kính trục: dC = 52 mm

t1 = 5,1 mm

* Kiểm nghiệm sức bền then:

Điều kiện bền dập tiếp xúc giữa then và mayơ và tiếp xúc giữa then và trục:

2.

[ ]

2.

[ ]

k_ phần tiếp xúc giữa then và mayơ,mm

Trong ba công thức trên có: k< t< b

Mà [][]

Vậy ta chọn công thức (4.13) để kiểm tra, nếu thoả đk (4.13) tức là thoả mãn

cả ba điều kiện trên

IV.B.2 Tính chiều dài cho vị trí lắp với mayơ trên từng trục:

2.1 Trục I

dI = 40 mm

k = 3,6 mm Theo công thức 4.13:

.

2

1 1





 XI d d

l k d



l mm

6 , 3 40

22 , 35344 2

1 1

.

2

1 1





 XI d d

l k d

864 , 102921

2

1 1

.

2

1 1





 XI d d

l k d

03 , 351131

2

1 1

THIẾT KẾ Ổ TRỤC Thiết kế theo trình tự sau :

Các trục đều không có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Sơ đồ phát họa cấu tạo ổ bi đỡ:

V.2.Kích thước ổ:

Chọn kích thước ổ theo hệ số khả năng tải và thời gian làm việc của ổ:

Hệ số khả năng tải của ổ C, để tính cần nhưng yếu tố sau:

Tính C theo công thức sau:

C= Q (n.h)0,3 (5.1) Trong đó: Q_tải trọng tương đương, daN

n_ số vòng quay của ổ,(v/p) h_thời gian phục vụ của ổ, h=6,5.330.16= 34320giờ

Nếu các đầu trục dùng 1 loại ổ nhưng tải trọng tác dụng lên các ổ lại khác nhau, thì tính cho cả hai sau đó so sánh và lấy ổ nào có C lớn hơn để tiến hành chọn ổ, ổ còn lại lấy như ổ đã chọn

Ta chọn từ cở nhẹ , đến trung, đến nặng sao cho Cbảng> Ctính toán Nếu vẫn không phù hợp thì ta chọn sang loại ổ khác

Tính Q

Q= (kv.R+ m.A) kn.kt (5.2) Trong đó: R_tải trọng hướng tâm

A_tải trọng dọc trục

m_hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm

kt_hệ số tải trọng động, kt=1,1

kn_hệ số nhiệt đô,kn=1

Do các trục theo lí thuyết đều không có lực dọc trục do đó A= 0N Vậy công thức 5.2 thành

Q= kv kn.kt R (5.3 V.2.1 Tính cho trục I:

Z D =1240,1 5N

Y E =78,85N

Y A =78,8 5N

Z E =2679,6 5N

Z D =1439,5N

Đặt vòng ngoài của ổ vào mặt tỳ của nắp ổ

và vòng trong của ổ vào vòng chắn dầu

b

n m

6

100

124

148 M8

6

90

114

140 M8

6 Nắp ổ không kín: có cấu tạo hoàn toàn như nắp kín nhưng chiều dày thành hộp của nắp phải thích hợp để tạo rãnh nhằm lắp phớt dầu vào ngăn kín mỡ trong

ổ

V.5.Bôi trơn ổ lăn:

Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm ma sát giữa các chi tiết lăn, chống mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt làm việc của chi tiết không bị han

gỉ, giảm tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bặm

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp Dùng

phận ô, không nên cho mở quá nhiều sẽ làm tăng nhiệt độ của ổ, cũng không được quá ít, bôi trơn không tốt Để mỡ không bị chảy ra ngoài và để ngăn không cho dầu chạy vào bộ phân ổ ta dùng vòng chặn dầu

Khi tra thêm mỡ có thể dùng những nút hoặc vú mỡ, hoặc tháo nắp ổ

Cần thay mỡ hoàn toàn sau một thời gian nhất định, thường thay mỡ lúc sữa chữa định kỳ

Lót kín bộ phận ổ nhằm mụa đích bảo vệ

bộ phận ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại

Để che kín các đầu trục ta dùng vòng phớt cao su

loại đơn giản nhất

Kích thước vòng phớt:

b

D

d

- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo

k_ hệ số tải trọng động n_ số vòng quay của trục

Nbt=Nđc.cặpổ lăn=5,5.0,955=5,25Kw

nbt = 1450 vòng/phút k= 1,25

VI.2.1Kiểm tra sức bền dập của vòng đàn hồi:

Sinh ra giữa chốt và vòng cao su

d c v o

XI d

d l D Z

M K

] [

.

[]d_ứng suất dập cho phép của vòng cao su, []d=23N/mm2 Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt:

/ 2 , 0 18 36 120 6

56 , 43242 1 2

mm N

c XI u

D d Z

l M K

] [ 1 , 0

.

  

2

3 4 , 325 / 120

18 6 1 , 0

42 56 , 43242 1

mm N



u < []u = (60  80) N/mm2 thỏa mãn VI.3.Sơ đồ chốt nối trục:

Mặt bích Gối đỡ ổ Hình dạng của nắp và thân hộp dược xác định chủ yếu bởi số lượng và kích thước của các bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của trục trong hộp

Trước khi thiết kế cấu tạo vỏ hộp chúng ta đã biết kích thước của các bánh răng và trục Sau khi quyết định các vị trí tương đối của trục trong không gian, trên hình vẽ biểu diễn các cặp bánh răng ăn khớp với nhau

Giữa thành trong của hộp và bánh răng cần có khe hỏ Đối với vỏ hộp đúc

Các kích thước của các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang:

Ro Do

p1 = 2.35. = 23,5 mm

p2 = 2,5. = 25 mm Chiều dày gân ở thân hộp:

Chiều dày gân ở nắp hộp:

m1 = 1.1= 10 mm Đường kính các bulông:

Để bụi bặm trong dầu đã lắng xuống đáy hộp không bị khuấy động, khe hở

Chiều rộng mặt bích K: không kể chiều dài thân hay nắp hộp

Mối ghép nắp và thân hộp được mài hoặc cạo để lắp sít, khi lắp giữa hai mặt này không dùng đệm lót (vì cần đảm bảo kiểu lắp của ổ vào vỏ hộp) mà thường tráng một lớp thủy tinh lỏng hoặc một lớp sơn đặc biệt

Chiều dài của phần gối đỡ không những phụ thuộc vào chiều dày của thành hộp, chiều rộng của mặt bích để ghép bulông mà còn phụ thuộc vào cấu tạo của bộ phận ổ như chiều rộng ổ, chiều cao của nắp ổ, chiều rộng vòng chắn dầu khi bôi trơn ổ bằng mỡ

VII.3.Những vấn đề khác của cấu tạo vỏ hộp:

Để có định hộp giảm tốc trên bệ máy, ở thân hộp có làm chân đế Mặt chân

đế không làm phẳng mà làm 2 dãy lồi song song hoặc những phần lồi nhỏ nhằm

D a

e

f

b L

S

D 1

l

d q

VII.3.3 Nút tháo dầu:

Thân hộp chứa dầu để bôi trơn Sau một thời gian làm việc, dầu bị bẩn (do bụi bặm hoặc mòn) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ

ta làm ở đáy hộp một lỗ tháo dầu, lúc bình thường lỗ được đậy kín bằng nút tháo

xuống một ít Theo bảng 10-14 ta có kích thước nút tháo dầu:

VII.4.Bôi trơn hộp giảm tốc:

VII.4.2.Bôi trơn hộp giảm tốc:

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy

Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu không cao hơn 1/3 bán kính của bánh răng lớn nhất

Theo bảng 10-20 ta chọn loại dầu AK-20

Phần VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI

GHÉP

VIII.1 Mối ghép giữa trục và mayơ:

đảm bảo nhiệm vụ truyền mômen xoắn

Mà để truyền mômen xoắn thì ta dùng then

VIII.2 Mối ghép giữa then và rãnh trên trục:

là chủ yếu

VIII.3 Mối ghép giữa then và rãnh trên mayơ: