TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Giáo viên hướng dẫn : Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC 10340421 :HỒ TIẾN ĐẠT 10332341 Trang: - 1 - MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4 PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8 II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13 PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17 A. THIẾT KẾ TRỤC 17 B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29 PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32 PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37 PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP 43 PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 50 Trang: - 2 - 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. Trang: - 3 - 1. Sơ đồ động: Gồm: 1. Động cơ điện 2. Nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền xích 2. Số liệu ban đầu: a. Công suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW). b. Số vóng quay của trục công tác (n): 55 (vòng/phút). c. Số năm làm việc (a): 6 (năm). 3. Đặc diểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều. 1. Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ. A. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: 1. Một bản thuyết minh về tính toán. 2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A 0 ). SVTH : GVHD : PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Trang: - 4 - I.Chọn động cơ điện: - Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: t P =7 (kW). - Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: η t ct P P = Với : 34 . brolxnt ηηηηη = hiệu suất truyền động. - Qua số liệu tra bảng 2.13ta được: Hiệu suất khớp nối : nt η = 1 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : ol η = 0,995 Hiệu suất 1 cặp bánh răng : br η =0.97 Hiệu suất bộ truyền xích : x η = 0.97 => = η 1.0,97.0,995 4 .0,97 3 = 0.89 => 7 7,865 0,89 t ct P P η = = = (kW). - Ta cần chọn động cơ có P đm P ct = 7,865(kW). - Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ K160M8 có: P đm = 11(kW). n đc = 1450 (vòng/phút). II. Phân phối tỷ số truyền: a. Tỷ số truyền: U = Trong đó: n đc : vận tốc quay của đông cơ. n : số vòng quay của trục công tác. => U = = 26,3 - Mặt khác ta có: U = U n .U c .U x = U h .U x => U h = Với U x : là tỉ số truyền của bộ truyền xích. Chọn u x = 2 Trang: - 5 - => 26,3 13,15. 2 h x U U U = = = Mà U h = U n .U c ( với U n = 1,2U c ). => U h =1,2 2 c U = 13,15 => U c = 3,31. => U n = 13,15/ U c = 3,97 b. Công suất trên các trục: - Ta có: P ct = 7 (kW). Trục III : 7 7,3( ). . 0,95.0,99 ct III x ol P P kW η η = = = Trục II : 7,3 7.6( ). . 0,97.0,99 III II br ol P P kW η η = = = Trục I : 7,6 7,9( ). . 0,97.0.99 II I br ol P P kW η η = = = c. Vòng quay trên các trục: Trục3: = . =55.2=110 (vòng/phút). Trục 2: n 2 = . U C = 110.3,31 =364,1 (vòng/phút). Trục 1: n 1 = n 2 . U N =364,1.3,97= 1445,5(vòng/phút). Bảng số liệu: Thông số Động cơ I II III IV U U nt = 1 U n = 3,97 U c = 3,31 U x = 2 n(vòng/phút) 14500 1445,5 364,1 110 55 P(kW) 11 7,9 7,6 7,3 7 T (N.mm) 52193 52193 199341 633773 1215454 Với momen xoắn: T(N.mm) = . PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I. Chọn loại xích: Trang: - 6 - 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: - Theo bảng 5.4, với u x = 2 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z 1 = 29 - 2 .u x = 25 > 19 =>Số răng của đĩa xích lớn: z 2 = u x .z 1 = 25.2= 50 < z max = 120. - Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: P t = P 3 .k.k z .k n Trong đó: + k z = 25/z 1 = 25/25= 1 : hệ số bánh răng. Chọn n 01 = 200 (vg/ph) => k n = n 01 /n 3 = 200/110= 1,8 : hệ số số vòng quay. + Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k 0 .k a .k đc .k bt .k đ .k c Trong đó: K 0 = 1,25 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so với phương ngang >60 0 ). K a = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p). K đc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích). K bt = 1,5 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu). K đ = 1,2 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ). K c = 1,12 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca). => k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7 + P 3 = 7,3 (kW) : công suất bộ truyền xích. Như vậy: P t = 7,3.2,71,8.1 = 36,45 (kW). Theo bảng 5.5 với n 01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích. Trang: - 7 - p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: P t < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo bảng 5.8, p < p max - Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm). Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích: a pzzzz p a x .4 .)( 2 2 2 2 1221 π − + + += 128 1016.14,3.4 4,25.)2767( 2 )6727( 4,25 1016.2 2 2 = − + + +=x - Lấy số mắt xích chẵn: x c = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13): * 2 2 2 1 2 1 2 1 * 2 2 * 0,25 { 0,5( ) [ 0,5( )] 2[( ) / ] } 0,25.25,4.{128 0,5(50 25) [128 0,5(50 25)] 2[(50 25) / 3,14)] } 1076( ) c c a p X Z Z X Z Z Z Z a a mm π = − + + − + − + = − + + − + − + = Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng: a∆ = 0,003.a * = 0,003.1076 3(mm) do đó a = 1076 – 3 = 1073 (mm) - Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) i = z 1 .n 3 /(15.x c ) =25.110/(15.128) = 1,43 < [i] = 30 ( bảng 5.9) III. Kiểm nghiệm xích về độ bền: - Theo công thức (5.15): vtđ FFFk Q s ++ = 0 . -Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 kg. K đ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng). 1 3 . . 25.25,4.110 1,16( / ) 60000 60000 z p n v m s = = = 3 1000. 1000.7,3 4290( ) 1,16 t P F N v ⇒ = = = : lực vòng trên trục. F v = q.v 2 = 2,6.1,16 2 = 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra. Trang: - 8 - F 0 = 9,81.k f .q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra. Với k f = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc > 60 0 ) => F 0 = 9,81.1.2,6.0,54 = 13,76 (N). - Do đó: 56700 18,77 1,7.4290 13,76 3,5 s = = + + - Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. IV. Đường kính đĩa xích : - Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 : 1 1 25,4 205,66( ) 180 sin( ) sin( ) 25 p d mm z π = = = 2 2 25,4 404,5( ) 180 sin( ) sin( ) 50 p d mm z π = = = d a1 = p[0.5 + cotg( Z 1 )] = 25,4[0,5 + cotg(180/25) = 219,91 (mm). d a2 = p[0.5 + cotg( Z 2 )] = 25,4[0,5 + cotg(180/50) =422,03 (mm). d f1 = d 1 – 2r = 205,66 – 2.0,83 = 217,13 (mm). d f2 = d 2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm). Với r = 0,5025.d 1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với d l = 15,88 (mm). (xem bảng 5.2). 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: ][./) (47,0 HdvđđtrH kAEFkFk σσ ≤+= Trong đó: K r : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích. + K r1 = 0,42 ứng với Z 1 = 25 + K r2 = 0,22 ứng với Z 2 = 50 Trang: - 9 - F t = 4290 (N) : lực vòng trên trục. K d = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy. K đ = 1,2 : hệ số tải trong động. F vđ = 13.10 -7 n 3 .p 3 .m : lực va đập trên m dãy xích. F vđ = 13.10 -7 .110.25,4 3 .1 = 2,343 (N). E = 2,1.10 5 Mpa : Môđun đàn hồi. A = 180 (mm 2 ) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12). - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1. 5 1 0,42.(4290.1,2 2,343).2,1.10 0.47 180.1 H σ + = = 519,15 (Mpa) - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2. 5 2 0,22.(4290.1,2 2,343).2,1.10 0.47 180.1 H σ + = = 175,08 ( Mpa). -Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [ H σ ] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng, H σ ≤ [ H σ ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện). V. Xác định các lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), F r = k x . F t = 1.4290 = 4290 (N). Với k x = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc > 60 0 ). PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép : Trang: - 10 - [...]... (sinβ = 0) => Z ε = 4 − εα 3 Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ = [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76 Trang: - 19 - => Z ε = 4 − 1,75 = 0,87 3 H + K : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc H Hβ Hα Hv K = K K K Hβ *K = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 * K Hα = 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng... răng: β = 0 - Số răng bánh răng: Z1 = 30 Z2 = 100 - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 x2 = 0 Theo công thức trong bảng 6.11,tính được: - Đường kính vòng chia: d1 = 90 d2 = 300 - Đường kính đỉnh răng: da1 = 96 da2 = 306 - Đường kính đáy răng: df1 = 95,5 df2 = 295,5 Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN A: THIẾT KẾ TRỤC Trang: - 23 - I Chọn vật liệu: - Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa... 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp K Hv = 1 + vH bw d w1 2.T2 K H β K H α VH = δH.go.v aw / um δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng: v= π d... Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: σ F1 = 2.T1.K F Yε Yβ YF 1 bw d w1.m = 2.37073.1,87.0,571.1.3,7 = 94,37( MPa ) < [ σ F 1 ] = 252( MPa) 55,5.85, 45.3 Trang: - 22 - + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: σF2 = σ F 1.YF 2 94,37.3, 6 = = 98, 75 < [ σ F 2 ] = 236,5( MPa) YF 1 3,7 5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt = Tmax = 1 T - Ứng suất tiếp xúc... - Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động σ F1 = 2.26096,5.1, 7.0, 76.0, 72 = 27,87 (MPa) < [ σ F 1 ] = 264,4 (MPa) 30.40 1,5 + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: σ F2 = σ F 1 YF 2 80,85.3,6 = = 80,4( MPa) < [σ F 2 ] = 248,3( MPa) YF 1 3,62 5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: Trang: - 16 - - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt = Tmax = 1 T - Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max... (MPa)1/3 Trong đó: +ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có: ZH = 2 cos β b sin 2α tw +Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có : 0 t 0 0 α = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan20 /cos0 ) = 20 Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200 Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0 2 cos 0 => Z H = sin( 2.20) = 1,76 + Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì hệ số trùng khớp dọc:... răng thẳng) -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27 -Theo (6.47) : vF = δ F g 0 v aw um +Theo bảng 6.15 : δ F =0,016, theo bảng 6.16 : g 0 = 56 => vF = 0, 016.56.4, 22 K Fv = 1 + 185 = 28,18 Do đó theo (6.46) : 3,33 vF bw d w1 28,18.55,5.85, 45 =1+ 2.199341.1, 02.1, 27 = 1, 26 2.T1.K Fβ K Fα Do đó KF = KFβ KFα K Fv =1,02.1,27.1,26 = 1,63 -Với hệ số kể đến... σa = σmax = -σmin= Mu/W với σm = 0.(4.8) ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động: τa=τm=τmax/2=Wx/2W0 (4.9) εσ; ετ _hệ số kích thước, chỉ xét ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Có thể lấy: εσ=0,88; ετ=0,77 ψσ;ψτ _hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi ψσ=0,1vàψτ=0.05 β _hệ số tăng bền bề mặt trục; β=1 *Ta xét ở tiết diện C: Mu= 252495 Nmm d = 40mm W... 2.26096,5.1,17.1,37 - Do đó KF = KFβ KFα K Fv = 1,17.1,37.1,06 = 1,7 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε = 1 1 = = 0, 76 ε α 1,32 - Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Yβ = 1 − β0 38,8 = 1− = 0, 72 140 140 Z v1 = Z1 21 = = 44 cos3 β 0, 783 Zv2 = - Số răng tương đương: Z2 83 = = 180 cos3 β 0, 783 - Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7; YF2 =... suất tiếp xúc cho phép : + Theo (6.1) : v = 1,63 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng + Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25 µm + 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: [σ H ] = [σ H ]'.Z v Z R . CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Giáo viên hướng dẫn : Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC 10340421 . 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