ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải + bản vẽ(SVTH tô anh tuấn)

I.NỘI DUNG : Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải. II.SỐ LIỆU KỸ THUẬT : a) Lực vòng trên băng tải : F = 4800 ( N ) b) Vận tốc băng tải : V = 1,03 (ms) c) Đường kính tang quay : D = 300 (mm) d) Thời gian sử dụng : Số năm : n = 12 Số tháng trong năm : t = 12 Số ngày trong tháng : c = 26 Số ca trong ngày : g = 3 , 6 hca e) Đặc điểm tải trọng : Va đập nhẹ , bộ truyền đai quay 1chiều. f) Góc nghiêng của bộ truyền đai so với mặt phẳng ngang : γ=〖20〗o.

BỘ MÔN : KỸ THUẬT CƠ SỞ

-*** -ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

LỚP : 104061 (CTK4) HỌC KỲ 1 (2008-2009) ( Đóng vào đầu bản thuyết minh Đồ án bảo vệ không đạt , làm mới để bảo vệ )

I.NỘI DUNG : Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải.

II.SỐ LIỆU KỸ THUẬT :

a) Lực vòng trên băng tải : F = 4800 ( N )

b) Vận tốc băng tải : V = 1,03 (m/s)

c) Đường kính tang quay : D = 300 (mm)

d) Thời gian sử dụng :

-Số năm : n = 12 -Số tháng trong năm : t = 12 -Số ngày trong tháng : c = 26 -Số ca trong ngày : g = 3 , 6 h/ca e) Đặc điểm tải trọng : Va đập nhẹ , bộ truyền đai quay 1chiều.

f) Góc nghiêng của bộ truyền đai so với mặt phẳng ngang : γ=20 o.

LƯỢC ĐỒ DẪN ĐỘNG SƠ ĐỒ TẢI TRỌNG

1-Động cơ điện ; 2- Bộ truyền đai thang ; 3- Hộp giảm tốc ; 4 - Nối trục ; 5 – Băng tải III, KHỐI LƯỢNG THIẾT KẾ :

a) Bản thuyết minh ( A4).

Lời nói đầu Trong công cuộc đổi mới hiện nay,nớc ta đang trên đà phát triển mạnh

mẽ theo con đờng công nghiệp hoá và hiện đại hoá theo định hớng XHCN.Mục tiêu của Đảng là phấn đấu đến năm 2020 đa nớc ta cơ bản trở thành nớc công nghiệp.Vì vậy ngành công nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng trong việc phát triển nền kinh tế và giải phóng sức lao động của con ngời Để làm đợc điều đó chúng ta phải có một nền công nghiệp vững mạnh ,với

hệ thống máy móc hiện đại cùng một đội ngũ cán bộ,kỹ s đủ năng lực và trình

độ Từ những yêu cầu nh vậy đòi hỏi mỗi ngời chúng ta cần phải tìm tòi , học tập và nghiên cứu rất nhiều để mong đáp ứng đợc nhu cầu đó

Nh chúng ta đã biết mọi máy móc trong các ngành kinh tế quốc dân

đều đợc lắp ghép từ các chi tiết máy mà ra , do đó để có thể hiểu và thiết kế

đ-ợc máy móc chúng ta cần biết đđ-ợc phương pháp tính toán và thiết kế chi tiết máy Mà môn học Chi Tiết Máy lại chuyên đi nghiên cứu , tính toán và thiết

kế các chi tiết máy cấu tạo nên máy đó Chính vì lý do này ngoài việc học ra thì việc thiết kế đồ án chi tiết máy là một công việc hết sức quan trọng , không thể thiếu đợc của mỗi một sinh viên trong ngành Cơ khí

Là sinh viên của khoa cơ khí, em đã đợc nhận và thực hiện đồ án môn

học Chi Tiết Máy với nội dung “ Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải ” dới

sự hớng dẫn của thầy PGS.TS Ngô Văn Quyết , với những kiến thức đã đợc học cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy v sự đóng góp trao đổi xây dựngà sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn cùng lớp nên đồ án của em đã được hoàn thành

Song với hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiêm thực tế không có nhiều nên đồ án của em chắc chắn không tránh khỏi những thiếu sót

Em rất mong các thầy cô cùng toàn bộ các bạn sinh viên có kinh nghiệm chỉ bảo thêm để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô !

Hưng yên , Ngày 14 Tháng 03 Năm 2009 Sinh Viên : Tô Anh Tuấn.

Nhận Xét Của Giáo Viên ………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

PHẦN IV TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC.

PHẦN V TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KHỚP NỐI.

PHẦN VI.TÍNH THEN.

PHẦN VII.THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC.

PHẦN VIII.CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIÉT MÁY KHÁC.

PHẦN IX.BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

1 Chọn động cơ:

Với yêu cầu của hệ thống,ta chọn loại động cơ điện xoay chiều

không đồng bộ 3 pha có roto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản ,giá

thành hạ,dễ bảo quản,làm việc tin cậy và có thể mắc trực tiếp vào lưới

điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện,hiệu suất và công suất phù hợp

a ,Tính công suất đẳng trị của băng tải:

- Công suất danh nghĩa của băng tải :

P bt = 1000F V = 4800.1,031000 = 4,944 (KW)

- Công suất tính toán:

đ,br,ol,kn được tra bảng (2.3)tr.-(TTKHDĐCK-Trịnh Chất )

đ=0,95 Hiệu suất bộ truyền đai

ol=0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn

br=0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

kn=0,995 Hiệu suất của khớp nối

d , Số vòng quay của trục trong 1 phút :

vì n lv > 25 (vg/ph) nên ta chọn sơ bộ tỷ số truyền là:

u ch ọ n = 3000n

lv = 300065,6 = 46 vậy ta có tốc độ sơ bộ của động cơ là:

vận tốc (vg/ph)

Hiệu suất %

Mômen cho phếp của động cơ không đồng bộ 3 pha:

Trong đó:

u br 1 là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh

u br 2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

PHẦN II: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Cụng suất động cơ : P đc = 5,5 (KW)

Số vòng quay trên trục động cơ : n dc = 2910 (vg/ph)

Tỷ số truyền của bộ truyền đai : u d = 2,218

Góc nghiêng của bộ truyền đai so với phơng ngang : γ = 20o

1, Xác định kiểu đai:

Do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai là đai hình thangthờng loại A

=> v =17,06 (m/s) < vmax = 25m/s thoả mãn điều kiện cho phép.

chọn ε = 0,02 : hệ số trượt của đai hình thang

Đường kính của bánh đai lớn :

Theo tiªu chuÈn ta chän l = 1800 mm.

KiÓm nghiÖm sè vßng ch¹y cña ®ai trong 1 gi©y:

0,55(112+250)+8≤288 ,06≤2(112+250)

207,1(mm)≤288,06(mm)≤724(mm)

Vậy khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện.

- Khoảng cách trục a càng lớn thì góc ôm α càng lớn,tần số thay đổi ứng suất

trong đai sẽ giảm nên a min = 0,55.(D1+D2) + h

-Để hạn chế kích thớc ,giảm giá thành và ngăn ngừa dao động ngang của đai,

khoảng cách trục lớn nhất của bộ truyền đai thang là a max =2.(D1+D2)

- Khoảng cách trục a càng nhỏ thì số vòng chạy của đai trong 1(s) v

P c đ là công suất trên trục bánh đai chủ động

K đ là hệ số tải trọng động ứng với trờng hợp tải trọng dao động nhẹ

Lấy ρm =1300(Kg/cm3¿

ứng suất uốn của dây đai trên các bánh đai:

σu =2 E y o

d 1 = 2.100.2,8112 = 5 MPa Trong đó: E là môđun đàn hồi của vật liệu làm đai

y o là khoảng cách từ lớp trung hoà đến đáy lớn của tiết diện đai thang

- ứng suất kéo của đai:

σk =σo + σp + σu + σlt = F o

A + F r

A + σu + σ l t Trong đó ứng suất do lực li tâm gây ra:

σ l t = 10 −6.ρm v2 = 10 −6.1300.17,06 2 = 0,387 Mpa

 σk =3,2029 Mpa

- Ứng suất lớn nhất:

σmax = σu+ σk = 3,0209 + 5 = 82029 (Mpa)

chọn v u = 1,95 hệ số kể đến sự ảnh hưởng kh ỏc nhau c ủa ứng suất uốn

trờn cỏc bánh đai nhỏ và bánh đai lớn

7, Các phơng pháp nối đai:

Dây đai bị đứt nếu còn tốt ta có thể nối đai để tiếp tục sử dụng Nối đai

bằng cách vát nghiêng 2 đầu rồi dán lại hoặc khâu lại bằng chỉ.Các đờng chỉ

khâu dọc theo đai

Ngoài ra ta có thể dùng dây kim loại hoặc bản lề kim loại để nối đai.Tuy

nhiên khi đó mối nối không mềm dẫn đến va đạp trong quá trình làm viiệc của

đai

Bảng các thông số của bộ truyền đai:

t=[ σy/ σmax]m

10000.Vu 3600.(V /L) Z= 949.5 (h)

- số lần thay đai:

Đờng kính ngoài bánh đai nhỏ d a 1 = 118,6 mm

Đờng kính ngoài bánh đai lớn d a 2 = 256,6 mm

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I.Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp nhanh):

1, Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện :

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tả trọng trung bình nên ta chọn vật liệu làm

- chọn bánh răng nhỏ có vật liệu thép 45 tôi cải thiện

giả thiết đờng kính phôi ( 100mmữ 300 mm)

Theo bảng (3-8) [40] TKCTM ta có:

+ giới hạn bền kéo :

Đối với bánh răng ,ta chọn vật liệu là phôi rèn.

2.Xác định ứng suất tiếp xúc ,ứng suất cho phép:

Ni là số vòng quay trong 1 phút

Ti là tổng số giờ bánh răng làm việc

Mmax là mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u là số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh rănbg quay 1 vòng u = 1

KHL,KFL hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền

SH là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

SF là hệ số an toàn khi tính về uốn

HE HO

HL 

- ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bánh răng lớn khi quá tải:

( theo cụng thức (6-13) trang 95/[1] ) :

Ka = 49,5 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,Bảng (6.5)

T1 là mômen xoắn trên trục của bánh răng chủ động

[σH] ứng suất cho phép tiếp xúc

u là tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc

ψba = 0,35 theo bảng(6 - 6) trang 97/[1]

Z 1 =

2 aw1

m1(u1+1) =

2.1713(6+1) = 16,28 răng.

6, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phảI thoả mãn điềukiện sau:

- hệ số tải trọng khi tính toán về tiép xúc:

3

√37341,37.1,12 (6+1)354,552.6 1 = 56,17 mm.

Trong đó :K d =77 hệ số phụ thuộc vào loại răng theo bảng (6.50)[96]

Vậy bánh răng đủ bền với ứng suất tiếp xúc cho phép.

7, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra tại chân răng không đợcvợt quá 1 giá trị cho phép áp dụng công thức (6.43)[108]

σ F 1=2.T1 K F .Y ε .Y β .Y F1

b w 1 .d w1 .m ≤ [σ

F1 ]

=>

σ F 1=2.T1 K F .Y ε .Y β .Y F 1

b w 1 .d w1 .m =

2.373341,3731,24.0,61.1.3,14 59,85.56 ,17 3 = 19,04 Mpa.

σ F 2=σ F 1 .Y F 2

Y F 1 =

19,04.3,52 3,04 = 19,712 Mpa

=> σF1 < [σF1] = 195.43 MPa

σF2 < [σF2] = 164.57 MPa.

Vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền uốn

8, Kiểm nghiệm răng về sự quá tải:

Hệ số quá tải:dựa trên sơ đồ tải trọng theo đề bài ta có:

kqt =

Tmax

T dn =1,4

Để tránh biến dạng d hoặc gãy đột ngột lớp bề mặt ,ứng suất uốn cực đại

σFmax phải không vợt quá 1 giá trị cho phép:

σFmax = σF K qt ≤ [σFmax]

=>195,43 1,4 = 273,602 MPa < 320 MPa

Vậy răng đảm bảo điều kiện độ bền về quá tải

Ta có bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nh sau:

d f 1=43,5mm,d f 2=283,5mm

9, Lùc ¨n khíp trong bé truyÒn b¸nh r¨ng trô r¨ng th¼ng:

V× bé truyÒn quay 1 chiÒu nªn ta cã :

Tra bảng (6-6) trang 97 /[1] ta đợc ψba = 0,4(l y hấy h ơn b c p nhanh 20ộ cấp nhanh 20 ấy h ữ30% )

 ψbd = 0,53 ψba.(u2 + 1) = 0,53.0,4.(3,35 + 1) = 0,91796

Tra bảng (6-7) trang 98 /[1] ứng với sơ đồ 3 ta được KHβ=1,15

0,945 = 76,2 mm.

d 2 =

m.Z2cos β =

7, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

a,Tính ứng suất trên bề mặt làm việc của răng:

- Tính chọn các hệ số:

Z mtra bảng (6-5) [96] TKHTDDCK Z m= 274 (MPa)

1 3

Z Htra bảng (6-12) : Z H=√sin 2 20,982 cosβ o = 1,68

- Hệ số trùng khớp dọc : ε β = b w sinβ

m π =

66.sin 19,09 3.3,14 = 2,29.

=> σH < [σH ] = 518,18 MPa vậy thoả mãn điều kiện

8, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Yε = 1

ε ∝ =

1 1,6128 =0,62.

 σF1 < [ σF1] = 520 MPa.

 σF2 < [σF2] = 308,57 MPa Vậy bánh răng đảm bảo đk về độ bền uốn.

9, Kiểm nghiệm răng về quá tải: áp dụng công thức (6.48) [110]

¿ > ¿ σHmax < [σHmax] = 1820 MPa.

σF1,2max < [σFmax] = 520 MPa.

Vởy bánh răng thoả mãn điều kiện quá tải

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

Lùc híng kÝnh:F r3= :F r4 =F3.tg ∝

cosβ = 5594,08.tg 20 o

0,945 = 2154,58 N.

Lùc däc trôc :F a3 = F a4 = F3 tg ∝ = 2036,08 N

PHẦN IV TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC

A, TÝnh to¸n vµ thiÕt kÕ s¬ bé trôc:

1, chọn vật liệu làm trục:

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao,ít nhạy với tập trung ứng suất ,dễ nhiệt luyện,dễ gia công chế tạo

Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện

Ta có bảng cơ tính của vật liệu làm trục:

dk: L à sự đóng góp trao đổi xây dựng đư ng kính c a tr c k (mm)ờng kính của trục k (mm) ủa trục k (mm) ục k (mm)

Tk: L mômen xo n trên tr c k (Nmm)à sự đóng góp trao đổi xây dựng ắn trên trục k (Nmm) ục k (mm)

[]X: L ng su t xo n cho phép (MPa) à sự đóng góp trao đổi xây dựng ứ ấy h ắn trên trục k (Nmm)

Theo ph n I ta có : Tần I ta có : T 1 = 37314,37 (Nmm)

T2 = 213134,55 (Nmm) T3 = 674870,5 (Nmm) Trục bánh đai và khớp nối ở trục động cơ: d ≥

Trục II và III có thành phần lc dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn ho c ặc ổ ổ

đũa côn đ ch n ỡ chặn ặc ổ Giả sử chọn ổ bi đỡ chặn,ta cú:

B o 2= 23 mm.

B o 3= 31 mm.

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

Chiều dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động,chiều dài mayơ của chi tiết quay,chiều rộng

ổ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác

 Chiều rộng bánh răng trụ răng thẳng trên trục I : b w1 = 60 mm

 Chiều dài mayơ, bánh đai , bánh răng trụ:

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giũă các chi tiết quay k1 = 10 (mm)

Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn k 2 = 10 (mm) Khoảng cách từ mặt canh của chi tiết quay đến nắp ổ k3= 10 (mm)

Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp Δ= 10 (mm)

Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông h n= 15 (mm)

Chiều rộng ổ lăn B = 25 (mm)

 Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục đợc xác địnhtuỳ thuộc vị trí của lực trong HGT và loại chi tiết lắp trên trục

k là số thứ tự của trục trong HGT;k=1,2,3

i là số thứ tự của tiết diện trục trên đó có lắp các chi tiết tham gia truyềntải trọng

i= 0 và 1:các tiết diện trục lắp ổ

i=2 với 2 là số chi tiết quay lắp trên trục

lK1 là khoảng cách iữa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lKi là khoảng cách giữa gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

lmKi là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

lcKi là khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết quay thứ i

lcKi = 0,5.( lmKi+ b0 )+k3 +hn

bki là chiều rộng bánh răng thứ i trên trục thứ k

FAy = F®y+ FBy- Fr1= 68,67 N.

∑m Ax=F1.c + F®x l - FBx (a+b+c) = 0

=> FBx =Fdx l+F 1 c

a+ b+c =

1555,89.62,5+ 709,64.72,5 68,5+68+62,5 =747,196 N.

1 F

by F

bx F

x

z y

101992,254 37344,37

= 1610,088 N.

=> F C y = ⃒Fr2 – Fr3 + FDy ⃒ = 228,056 N.

* tÝnh m«men uèn t¹i c¸c mÆt c¾t nguy hiÓm:

T¹i tiÕt diÖn n2- n2:

*sơ đồ phân tích lực trên trục II:

dy F

x

z y

T

T

T

F cy cx F

fy F

x

z y

F

F F

Ffx

4, Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các

tiết diện nguy hiểm thoả mãn các yêu cầu sau:

theo cụng thức (10-19) trang 195 /[1] :

sj =

sσj sτj

√ sσj2 + sτj2 ≥ [s]

Trong đú : [s] : Hệ số an toàn cho phộp [s] = (1,5 ữ 2,5)

s σ j : Hệ số an toàn chỉ xột riờng ứng suất phỏpsj : Hệ số an toàn chỉ xột riờng ứng suất tiếp Theo cụng thức (10-20) và (10-21) trang 195 /[1] ta cú:

σ aj ;τ aj ;σ mj ;τ mj : Là biờn độ và trị số trung bỡnh của ứng suất phỏp và

tiếp tại tiết diện j

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

A,xét tại trục I:

Trục I có 2 rãnh then :xét tại tiết diện m1-m1

=>S j= 9,31 > [s] = 1,5…20) 2,5.vËy tiÕt diÖn n2-n2 trôc II tho¶ m·n ®k.

T¬ng tù xÐt t¹i tiÕt diÖn m2- m2 ta cã:

- Mômen xoắn cần truyền giữa 2 trục:T=T1=17984,19 Nmm.

- Chọn loại khớp nối :chọn loại khớp nối vòng đàn hồi có đờng kính trục

nối bằng đờng kính trục động cơ.d=32 mm

[ σ d] ứng suất dập cho phép,chọn [ σ d] = 3 MPa.

=>σ d = Z D 2 K T

o d c .l3 = 2.1.4 17984,198.210 24 44 = 0,0284 MPa ≤ [ σ d].

Vậy khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập.

+ điều kiện bền uốn của chốt :theo công thức 6.9 [43]tập 2:

Vậy chốt thoả mãn điều kiện bền.

II.tính chọn khớp nối cho trục ra của hộp giảm tốc:

- Mômen xoắn cần truyền giữa 2 trục: T=T1=674870,5 Nmm

- chọn loại khớp nối: chọn khớp nối vòng đàn hồi có đờng kính trục nối bằng đờng kính trục ra của hộp giảm tốc d=60mm.

- theo bảng (16.10a).[43] tập 2 ta có bảng kích thớc của nối trục