ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ
ÁN CHI TIẾT MÁY
" Thiết kế trạm dẫn
động băng tải "
MỤC LỤC
ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 1
" Thiết kế trạm dẫn động băng tải " 1
MỤC LỤC 2
Chương III/Tính chọn then 56
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
độc lập tự do hạnh phúc
ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6
Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự
nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Số liệu cho trước:
Lực vòng trên băng tải:F
t
=4250
N
Thời hạn phục vụ: 7 năm
Đường king tang băng
tải:D=350mm
Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày:
3
1
Vânj tốc vòng băng
tải:v=0,77m/s
Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5
T/chất tải trọng:quay đều,làm
việc êm

suất thấp , hệ số cos
ϕ
thấp so với động cơ đòng bộ , không điều
chỉnh vận tốc được.
2)Chọn công suất động cơ
+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo
cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn
nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
trong đó
dc
dm
P
: công suất định mức của động cơ
dc
dt
P
:công suát đẳng trị của động cơ
+)Do tải trọng không đổi nên ta có:
dc
lv
dc
dt
PP
=

→
2725,3
1000
77,0.4250
==
ct
l
P
kw
Σ
η
:hiệu suất truyền động(toàn hệ thống)
với hệ thống đã cho:
xbrkhol
ηηηηη
=
Σ
ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích
Tra bảng 2.3(HD) ta có:
97,0=
br
η
,
1
=
kh
η
,
99,0
=

Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ:
895,3
==
dc
lv
dc
dt
PP
kw
3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:n
db
3.1)Số vòng quay trên trục công tác: n
ct
:n
ct
=
D
v
.
.10.60
3
π
v/ph
+) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s
+)D: dường kính tang băng tải: D=350mm
→
01,42
350.
77,0.1000.60
==

dc
dm
PP
≥
. Tra bảng P1.3
phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:
Bảng thông số:
kiểu động
cơ
Công
suất
Vòng
quay
cos
ϕ
η
%
dn
T
T
max
dn
K
T
T
4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ
a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
- Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ
lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy :

mm
P
=2,0.4=8 kw
-)
dc
cbd
P
công suất cản banđầu trên trục động cơ

bd
dc
lv
dc
cbd
KPP .
=
K
bd
=1,5;hệ số cản ban đầu
895,3
=
dc
lv
P
→
84,55,1.895,3
==
dc
cbd
P

1420
==
Σ
U
, Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối
tiếp
hng
UUU .=
Σ
U
ng
tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
U
h
= U
1
. U
2
, tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U
1
tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh)
U
2
tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm)
1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền
xích ngoài hộp ta có
U
ng

47,18
=5,76 →U
2
=
2,3
76,5
47,18
1
==
U
U
h
III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph)

ii
i
i
U
n
n
→−
−
=
1
1

ii
nn ,
1

==
U
n
II
v/ph
+) tốc độ quay trên trục IV : n
IV
=
1,42
83,1
03,77
==
ng
III
U
n
v/ph
2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw)
+)trục I : P
I
=
olIdc
dc
lv
P
ηη

→
=3,895.1.0,99=3,85 kw
+) Trục II : P

.
=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw
3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm)
T
i
=
i
i
n
P.10.55,9
6
-)P
i
công suất trên trục i
-)n
i
số vòng quay trên trục i
T
I
=
6,25892
1420
895,3.10.55,9
6
=
N.mm
T
II
=
22,143335

Kw
Mômen
xoắn(N.mm)
Trục đông
cơ
1420 1 4,0 26195,25
TrụcI 1420 3,85 25892,6
5,76
TrụcII 246,52 3,7 143335,22
3,2
TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73
1,83
TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6
PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1)Chọn loại xích
Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại
xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm:
Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng
ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ
bền của xích con lăn cao hơn xích ống
chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng
Ngoài ra:
Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế
Phù hợp với vận tốc yêu cầu
Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy
2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích
a)Chọn số răng đĩa xích
-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động

=120 đối với xích con lăn
→Z
2
=1,83.27 = 56,25
→chọn Z
2
=49 ≤Z
max
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
U
x
=
27
49
1
2
=
Z
Z
=1,81
b)Xác định bước xich p:
-Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề
điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được
viết dưới dạng:
P
t
= P.k.k
z
.k
n

n
n
:hệ số vồng quay
+n
01
tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n
1
→k
n
=
03,77
50
=0,65
K hệ số sử dụng
K=k
0
.k
a.
k
dc
.k
bt
.k
d
.k
c
+k
0
:hệ số kể đến vị trí của bộ truyền
+k

hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
+ k
c
=1 làm việc 1 ca
→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625
Vậy :P
t
=3,55 1,625.1.0,.65 =3,05(kw)
Tra bảng 5.5(hd) với n
01
=50 (v/ph)
Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :
p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:
P
t
= 3,465 ≤ [p] =5,83 (kw)
đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ p
max
=50,8 mm
c)Khoảng cách trục và số mắt xích
+)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30. 31,75 =952,5mm
+)Số mắt xích x
: x =
a
pZZZZ
p
a
4
.)(
2

+Z
1
) +
[ ] [ ]
2
12
2
12
/)(2)(5,0
π
ZZZZx
c
−−+−
}
→a=946mm
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng :

∆
a = 0,003a = 0,003.946 =2,838
→a = 946-2,838 =943,162 mm
Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm
+)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây
:i =
x
nZ
.15
.
11
≤ [i] →i=
415,1

lực vòng:F
t
=
v
P1000
(v=
1,1
60000

11
≈
nPZ
)
→F
t
=
27,3227
1,1
55,3.1000
=
N
+) lực căng ly tâm: F
v
=q.v
2
=3,8.1,1
2
=4,6 N (q:khối lượng 1 mét
xích tra bảng 5.2)
F

27
180
sin
75,31
=
mm
:d
2
=
55,495
49
180
sin
75,31
=
mm
+) đường kính vòng đỉnh:
:d
a1
=p[0,5+cotg
1
180
Z
] = 31,75[0,5+cotg
27
180
] = 287,51
:d
a2
= 31,75[0,5+cotg

σσ
≤
+
=
d
vddtr
H
kA
EFkFk
.
).(
.47,0
Trong đó:
[ ]
σ
ứng suất tieeps xúc cho phép MPa
F
vđ
lực va đập trên m dãy xích N
F
vđ
=13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.77,03.31,75

1.262
10.1,2).2,31.27,3227(396,0
.47,0
5
+
=
H
σ
= 475,92
Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt
321÷429HB . Ứng suất tiếp xúc cho phép :
650550
÷=
H
σ
MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích
*)Với đĩa xích lớn :Z
2
=55 →k
r2
=0,23
d
vddtr
H
kA
EFkFk
.
).(
.47,0
.2

H
σ
=362,62 MPa
Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1
g)Xác định lực tác dụng lên trục
Có : F
r
= k
x
.F
t
+) k
x
hệ số kể đến trọng lượng xích
: k
x
=1,15(bộ truyền nằm ngang)
→F
r
= 1,15.3227,27 =3711,36N
II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh
1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd)
-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng
6.1(hd) ta chọn
+)Baánhrăng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285
Có:
MPa
b

=230
2)T ính ứng suất cho phép :
tra bảng 6.2(hd) ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH
o
σ
=
2HB+70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF
σ
=1,8.HB
Hệ số an toàn khi tinh về uốn S
F
=1,75
Vậy :
MPaHB
H
57070250.2702
1
0
1lim
=+=+=
σ


KKZZ
S

0
lim
σ
σ
=
Tính sơ bộ lấy: Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1
Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến
ảnh hưởng đặt tải : K
FC
=1
+)K
HL
hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạnh phuụcvụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền:
K
HL
=
H
m
HE
HO

+)t
Σ
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
+) t
Σ
=
16352
3.5
7.24.4.365
=
giờ
→N
HE1
=60.1.282,86.16352 =27,759.10
7
→N
HE2
= 60.1.94,6.16352= 92,81.10
6
. Ta thấy N
HE
>N
HO
→K
HL
=1
+) Bánh nhỏ: [
1H
σ

500
2
81,48118,518
2
21
H
=
+
=
+
=
HH
σσ
σ
<1,25.481,81=602,26
MPa(thỏa mãn)
+)Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chH
1624580.8,2.8,2
1
max
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ


2
=1,8.230 =414 MPa
+)K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1
(bộ truyền quay 1 chiều)
+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :
N
FO1
=N
FO2
=4.10
6
(mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:N
FE
= N
HE
:
N
FE1
=N
HE1
=139,319.10
7
N
FE2
= N
HE2
=24,18.10

F
F
s
0
lim
σ
σ
=
→
[ ]






=== MPa
s
F
F
F
14,257
75,1
1.1.450
0
lim1
1
σ
σ


.(u+1).
[ ]
3
2
1

.
baH
H
u
KT
Ψ
σ
β
Trong đó +)K
α
hệ số vật lieu của ặpp bánh răng:Ta có+)T
1
mô
men xoắn trên trục chủ động:trục I
+)
[ ]
H
σ
=500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

119,86:chọn bằng 120mm
b)Xác định các thông số ăn khớp :
-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a
w
=(1,2÷2,4)
Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25
-Chiều rộng vành răng:b
mma
baww
363,0.120. ==Ψ=
Chọn b
mm
w
36
2
=
và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b
1w
=40mm>b
2w
-)Xác định số răng Z
1
, Z
2
, chọn sơ bộ
9848,0cos10
0
=→=
ββ
+) số răng bánh nhỏ: Z

155
1
2
==
Z
Z
Với Z
1
=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x
1
= x
2
=0,5
Theo bảng 6.10B ta tra được k
y
=0,21
03822,0
1000
.
==∆
ty
Zk
y
Góc ngiêng :
β
: cos
β
=
w
a

+
=
ε
σ
[ ]
H
σ
≤
Trong đó :
+)Z
m
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp
, tra bảng 6.5(hd) được: Z
m
=274 (MPa
1/3)
+)Z
H
hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+)
b
β
góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
Z
H
=
tw
b
α
β

β
=17,4.Vậy Z
H
=
64,1
03,27.2sin
57,18cos.2
=
+)Z
ε
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Ta có :
β
ε
=
12,1
14,3.25,1
57,18sin.36
sin.
==
π
β
m
b
w
>1→Z
ε
=
α
ε

hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K
H
=K
H
β
.K
H
α
.K
HV
TRONG ĐÓ: K
H
β
=1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3
K
H
α
hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng
+) vận tốc vòng của bánh răng:v=
60000

1
nd
w
π
+) d
1w
đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)


=1,03
→
K
H
=1,15.1,16.1,03=1,37
vậy
.274
=
H
σ
1,73.0,77.
MPa3,461
4,34.76,5.36
)176,5.(36,1.6,25892.2
2
=
+
Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
XHRv
cx
H
KZZ
σσ
=
Trong đó
[ ]
MPa500
=

σσ

Ta có độ chênh lệch giữa
H
σ
và
[ ]
cx
H
σ
:
Có:
[ ]
%5%88,2100.
475
3,461475
<=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
Như vậybộ truyền
thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng
dược tiết kiệm tối ưu
d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép :

≤=
Trong đó T
1
mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm
M: mô đun pháp mm
bw
:
chiều rộng vành răng
: dw
1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw

=
34,4mm)
Y
ε
=
α
ε
1
: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
α
ε
là hệ số
trùng khớp ngang

625,0
6,1
1
==

1
==
β
Z
tương tự ta có :
Z
v2
=
57,18cos
155
3
=181,96
Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5
Tra bảng 6.18 (hd) ta có:
,
F1
Y
=3,4, Y
F2
=3,52
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=K
F
β

. K
F

H =
5
02,5
120
.86,2.73.06,0
0
==
u
a
vg
w
H
σ
→K
Fv
=1+
07,1
37,1.2,.1.6,25892.2
4,34.5,34.6
=
→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=1,.2.1,37.1,07 =2
Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động
5,95
5,1.2,38.5,34
39,3.91,0.59,0.2.957,25932.2
1
==
F

>
1F
σ
[
2F
σ
]
cx
= [
2F
σ
].Y
R
.Y
s
.K
XF
=236,57.1.1,06.1=250,76>
2F
σ
Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn
2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số
quá tải :
K
qt
= 1,5
+) ứng suất tiếp xúc cực đại :
48,5755,1.88,469.
max

2F1max
σσ
[
F
σ
]
max
=101,41.1,5 =152,11 <464 MPa
Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt
lượn chân răng
Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11
(hd) ta có :
+) Khoảng cách trục : a
w
=120 mm
+)chiều rộng vành răng : b
1w
=40 mm, b
2w
=34 mm
+) góc prôfin gốc
α
= 20
0

+)Góc ngiêng răng :
0
57,18=
β
+)Góc frôfin răng:

Z
4,204
cos
2
=
β
+)Đường kính vòng lăn:
5,206
15527
4,204.96,0.2
4,204
366,35.
15527
96,0.2
6,35
2
1
=
+
+=
=
+
+=
w
w
d
mmd
Đường kính đỉnh răng:d
a1
=35,6+2(1+0,5-0,038).1,25=39,25mm

2)T ính ứng suất cho phép :
a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [
σ
]
tra bảng 6.2(hd) ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH
o
σ
=
2HB+70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF
σ
=1,8.HB
Hệ số an toàn khi tinh về uốn S
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ :HB
1
= 275
Chọn độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 260
Vậy :
MPaHB

=2,145.10
7

→N
HO2
=30.260
2,4
=1,875.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
=60 .c.n.t
Σ
trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t
Σ
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
+) t
Σ
=
16352
3.5
7.24.4.365
=
giờ
→N
HE1

XH
= 1
+) Bánh nhỏ: [
1H
σ
] =
MPa
S
H
H
64,563
1,1
620
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
36,536
1,1
590
0
lim

σσ
[ ]
MPa
chH
952340.8,2.8,2
2
max
2
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]
F
SR
0
.lim
S
YYKKK
FLXFFCF
F
σ
σ
=
với : +)
0

FE
= N
HE
:
N
FE1
=N
HE1
=27,7519.10
7
N
FE2
= N
HE2
=92,813.10
6
Ta thấy :N
FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N
Fo
→K
Fl
=1
+)Y
S
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng


=== MPa
s
F
F
F
714,205
75,1
.360
0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa
S
F
F
F
143,185
75,1
324
0
lim2
2
===
σ
σ

Ψ
.
2
1
σ
β
Trong đó +)K
α
hệ số vật liu của ặpp bánh răng:
+)T
1
mô men xoắn trên trục chủ động:trục II
+)
[ ]
H
σ
ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc