Đồ án cơ sở thiết kế máy đề 2C phương án số 1

Đồ án cơ sở thiết kế máy đề số 2C phương án số 1 thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp tốc độ

Lời nói đầu

Trong công cuộc đổi mới hiện nay, đất nước ta đang phát triển hết sức mạnhmẽ theo con đường Công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước theo định hướngXHCN Trong đó, ngành công nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng trong việcphát triển nền kinh tế và giải phóng sức lao động của con người Để làm được điềuđó chúng ta phải có một nền công nghiệp vững mạnh, với hệ thống máy móc hiệnđại cùng một đội ngũ cán bộ, kỹ sư đủ năng lực Từ những yêu cầu như vậy đòi hỏimỗi con người chúng ta cần phải tìm tòi, học tập và nghiên cứu rất nhiều để mongđáp ứng được nhu cầu đó Là sinh viên khoa cơ khí động lực, em luôn thấy đượctầm quan trọng của máy móc trong nền công nghiệp, cũng như trong sản suất.

Hiện em đang là sinh viên ngành Cơ điện tử được Nhà trường trang bị nhữngkiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có được những kỹ năng cơ bản vàđịnh hướng nghề nghiệp Chính vì lý do này ngoài việc học ra thì việc thiết kế đồán là một công việc không thể thiếu được của mỗi sinh viên trong khoa cơ khí độnglực Là sinh viên khoa cơ khí động lực em đã được thực hiện đồ án cơ sở chi tiết

máy với nội dung đề tài “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải “ Dưới sự chỉ bảo tận tìnhcủa thầy giáo Vũ Đức Phúc và các thầy cô trong khoa cùng các bạn bè cũng như sự

nỗ lực phấn đấu của bản thân đã giúp em hoàn thành đồ án Tuy nhiên trong quátrình tìm hiểu và thiết kế đồ án, do trình độ có hạn và ít kinh nghiệm, nên không thểtránh khỏi sai sót Em kính mong nhận được sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài củaem được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày tháng năm 2020

Sinh viên

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

Tóm tắt nội dung phần I:

+ Thông số đầu vào đã biết:

 Lực kéo băng tải : F = 3000 (N)

 Vận tốc băng tải : v = 1,0 (m/s) Đường kính băng tải : D = 300 (mm)

 Thời gian phục vụ : Tpv =24000 (giờ) Số ca làm việc : 2 ca

 Đặc tính làm việc : Êm

 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : α = 15

+ Các thông số cần tính:

- Tính công suất cần thiết của động cơ Pct, kW ;

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb, vòng/phút ;

- Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quátải, mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thướcđộng cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế.

- Phân phối tỷ số truyền ;

- Xác định các thông số: công suất P, số vòng quay n, mômen xoắn T trêncác trục ;

+ Yêu cầu chọn động cơ:

- Tỉ số của mômen mở máy ≤ tỉ số của động cơ ;

- Công suất cần thiết trên trục động cơ (Pct) ≤ công suất của động cơ (Pđc) ;-Số vòng quay sơ bộ nsb≤ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđc ;

1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất động cơ.

* Công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11 TL[I] tr.20:

- T1momen lớn nhất tác dụng trên trục máy công tác, kW ;- ti : thời gian của công suất Ti;

- tck : thời gian 1 chu kỳ của động cơ.

→Công suất tương đương:Ptđ = 0,86.3,0 = 2,58 (kW)

*Công suất cần thiết trên trục động cơ theo CT 2.8 TL[I] tr.19:Pct = (kW)

- 𝜂đ = 0,96 là hiệu suất của bộ truyền đai (để hở) ;

- 𝜂br = 0,97 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ che kín;- 𝜂ol = 0,995 là hiệu suất của một cặp ổ lăn ;

- 𝜂x = 0,92 là hiệu suất của bộ truyền xích (để hở).→𝜂= 0,95 0,97 0,9953 0,92 = 0,84

* Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:

* Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo CT 2.18 TL[I] tr.21:nsb = nlv.usb

+usb : tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động ;usb = ubr uđ ux(CT 2.15 TL[I] tr.21)Trong đó tra bảng 2.4 TL[I] tr.21 chọn được:

- ubr = 3,5 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng(HGT 1 cấp) ;

- uđ = 2,24 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai (đai thang) ;- ux = 2,5 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích.

→Tra bảng P1.1 TL[I]tr.236 chọn được kiểu động cơ: K132S4

Bảng số liệu của động cơ:

Kiểuđộng cơ

Vận tốcquay(vòng/phút)

1.2 Phân phối tỷ số truyền.

- Với động cơ đã chọn ta có: nđc = 1445 (vòng/phút)

→Tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống theo CT 3.23 TL[I]tr.48:

Mặt khác, theo CT 2.14 TL[I]tr.20 lại có:

- Trục II : n2 =

- Trục công tác : nct =

1.3.3.Tính momen xoắn trên các trục.

ADCT: Ti = 9,55.106 (N.mm) Mô men xoắn trên trục động cơ :

 Mô men xoắn trên trục chủ động ( Trục I ) :

 Mô mem xoắn trên trục bị động ( Trục II ) :

 Mô men xoắn trên trục làm việc :

 Bảng thông số động học của hộp giảm tốc

Momem xoắn (Nmm)

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Tóm tắt nội dung phần II:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai đã phân phốiuđ = 2,24 ;

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằngcông suất cần thiết của động cơ: P1 = Pđc= 3,07 kW ;

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = nđc = 1445 vòng/phút ;

+ Tính toán bộ truyền đai bao gồm các thông số:

- Tính chọn đường kính bánh đai chủ động (nhỏ) d1 (mm), đường kính bánhđai bị động (lớn) d2 (mm), được tiêu chuẩn hóa ;

- Dây đai: chiều dai đai l (m) và tiết diện dây đai (tròn, thang, răng lược, hình

chữ nhật dẹt, …) ;

- Khoảng cách trục a (mm), số đai z , bề rộng đai B, đường kính ngoài bánhđai da (mm) ;

- Xác định lực căng đai F0 (N) và lực tác dụng lên trục Fr (N) ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền đai (kiểm nghiệm):

- Vận tốc đai (vận tốc dài của một điểm bất kỳ trên dây đai) ≤ 25 m/s ;- Số lần va đập của dây đai: i = ≤ 10 (lần/s) ;

- Góc ôm dây đai (góc chắn tâm bánh đai thể hiện phần dây đai tiếp xúc bánhđai) α1phải lớn hơn hoặc bằng 1200 ;

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng côngsuất cần thiết của động cơ: P1 = Pct = 3,07 kW > 2 kW nên ta chọn đai thang.

- Theo hình 4.1 TL[I] tr.59, với P1 = 3,07 kW và n1 = 1445 vòng/phút, ta chọn tiếtdiện đai hình thang thường loại A.

- Tra bảng 4.13 TL[I] tr.59, ta có thông số kích thước cơ bản của đai thangthường loại A như sau:

Kích thước mặt cắt

(mm) Diện tíchtiết diện A(mm2)

Đường kính bánhđai nhỏ d1(mm)

- Hình vẽ thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai.

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai.

2.2.1 Xác định đường kính đai.a Đường kính bánh đai chủ động d1:

*Đường kính bánh đai nhỏ theo tiêu chuẩn bảng 4.21 TL[I] tr.63:

* Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế:

*Độ lệch của tỷ số truyền đai phân phối và thực tế :

%∆u=

→ Thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỷ số truyền của bộ truyền đai.

2.2.2 Xác định chiều dài dây đai l.

*Kiểm nghiệm số lần va đập của dây đai theo CT 4.15 TL[I] tr.60:

→ Khoảng cách trục:a = 485,73 mm.

2.2.4 Xác định góc ôm trên bánh đai dẫn α1

* Góc ôm α1 xác định theo CT 4.7 TL[I] tr.54:

= →Góc α1 = 157,110>αmin = 1200 (thỏa mãn điều kiện)

[P0] = 3,14 kW (với d1 = 160 mm; v = 12,1 m/s);

- Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 TL[I] tr.55:

kđ= 1,35 (với số ca làm việc là 2, tải trọng êm) ;

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15 TL[I] tr.61:

Cα = 0,94 (với α1 = 157,110) ;

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16 TL[I] tr.61:

Tra bảng 4.19 TL[I] tr.62:

Ta có: l0 = 1700 mm → ;→ C = 1,01 ;

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, tra bảng 4.17 TL[I] tr.61:

ta có: h0 = 3,3; t = 15; e = 10

→ B = (2 – 1).15 + 2.10 = 35 mm

2.4.2 Xác định đường kính ngoài bánh đai.

* Đường kính ngoài của bánh đai xác định theo CT 4.18 TL[I] tr.63:

→ Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

da1= d1+2.h0 = 160 + 2.3,3 = 166,6 (mm)→ Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

da2 = d2 +2.h0 = 355 + 2.3,3 = 361,6 (mm)

2.5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trục.

*Lực căng ban đầu được xác định theo CT 4.19 TL[I] tr.63:F0 = + Fv

* Lực tác dụng lên trục xác định theo CT 4.21[I] tr.64:

Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền đai.

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Tóm tắt nội dung phần III:

+ Thông số đầu vào đã biết (tính cho đĩa xích chủ động):

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích đã phân phốiux = 2,89 ;

Đường kính bánh đai nhỏ (mm)160Đường kính bánh đai lớn (mm)355

Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 (mm)166,6Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 (mm)361,6

- Công suất P1của đĩa xích chủ động (do lắp trực tiếp với trục bị động (II) củaHGT nên có công suất trên đĩa xích chủ động bằng công suất PII trên trục IIcủa HGT): P1 = PII= 2,84 kW ;

- Tốc độ quay của đĩaxích chủ động: n1 = nII = 184,31 vòng/phút ;

+ Tính toán bộ truyền xích bao gồm các thông số:

- Tính chọn số răng z1 (răng) đĩa xích chủ động (nên chọn số lẻ); số răng z2

(răng) của đĩa xíchbị động (nên chọn số lẻ);số mắt xích x(nên chọn số chẵn,

tránh hiện tượng trùng khớp);

- Xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn p (mm, tiêu chuẩn hóa) ;- Xác định khoảng cách trục aw (mm), đường kính đĩa xích d (mm), lực tácdụng lên trục Fr (N) ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền xích (kiểm nghiệm):

- Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây: i ≤ [i];

- Kiểm nghiệm độ bền va đập của xích về quá tải theo hệ số an toàn: s ≥ [s] ;- Độ bền tiếp xúc của đĩa xíchH [H] ;

3.1 Chọn loại xích.

- Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích - ống con lăn một dãy, gọi tắt làxích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bềnmòn cao (khả năng chống mài mòn tốt vì con lăn trong quá trình răng đĩa xích ănkhớp với rãnh của mắt xích, điều này làm giảm lực ma sát tác dụng lên con lăn).

z1= 29 – 2.ux = 29 – 2.2,89 = 23,22 > 19 (răng) (thỏa mãn)+ Theo bảng 5.4 TL[I] tr.80, với ux= 2,89:

→ Chọn z1 = 25 (răng)

* Số răng đĩa xích lớn (bị động) z2 theo CT 5.1 TL[I] tr.80:

z2 = ux.z1= 2,89 25 = 72,25 <zmax = 120(răng)→ Chọn z2= 73 (răng)

- Với zmax được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bịmòn sau một thời gian làm việc

zmax = 120 đối với xích ống và xích con lăn; zmax = 140 đối với xích răng.

- Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ mòn của bản lề.

* Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích theo CT 5.3TL[I] tr.81:

+Hệ số sử dụng k xác định theo CT 5.4 TL[I] tr.81:k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc

Trong đó, theo bảng 5.6 TL[I] tr.82:

-k0: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền:

k0 = 1,0 (góc nghiêng đườngnối tâm α = 150< 600) ;

-ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 (chọn a =40p) ;

-kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh được) ;

-kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn:

kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi) ;

-kđ: hệ số tải trọng động:

kđ = 1,2 (tải trọng va đập) ;

-kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền:

kc = 1 ,25(làm việc 2 ca) ; → k = 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 = 2,44

Ta chọn được:

+ Công suất cho phép: [P] = 11 kW

+ Bước xích: p = 25,4 mm < pmax = 50,8mm (thỏa mãn).

3.2.3 Xác định khoảng cách trục aw(mm) và số mắt xích x (chẵn).

* Khoảng cách trục sơ bộ xác định theo CT 5.11 TL[I] tr.84:

asb = (30 … 50)p = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm) * Số mắt xích xác định theo CT 5.12 TL[I] tr.85:

* Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:Δa = (0,002 … 0,004).a = 0,003.1035,93 = 3,11 (mm)* Do đó khoảng cách trục là:

aw = a*- Δa = 1035,93-3,11 = 1032,82 (mm) ≈ 1,03 (m)

3.3 Kiểm ngiệm xích về số lần va đập,độ bền va đập và độ bền tiếp xúc.

*Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây theo CT 5.14 tr.85:

- kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động, làm việc êm ;- Ft : lực vòng;

+ kf : hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền;kf = 4 (do bộ truyền nghiêng góc α = 150)

+ q = 3,8 kg: khối lượng 1 mét xích; (tra bảng 5.2 TL[I] tr.78)

+ a = aw = 1,03 m : khoảng cách trục;→ F0 = 9,81.4.3,8.1,03 = 153,58 (N)

- Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra;Fv= q.v2 = 3,8 1,952 = 14,45 (N)

- [s] = 8,2 : hệ số an toàn cho phép; (tra bảng 5.10 TL[I] tr.86);

* Vậy hệ số kiểm nghiệm về quá tải:

s = = 29,59>[s] = 8,2 (thỏa mãn)

→ Bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền va đập.

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo CT 5.18 TL[I] tr.87:

- kđ = 1,2 : hệ số tải trọng va đập, bảng 5.6 TL[I] tr.82 ;- Fvđ : lực va đập trên m dãy xích, N;

Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m (CT 5.19 TL[I] tr.87)Với:

n1 = nII = 184,31 vg/ph ; p = 25,4 mm ;

m = 1 dãy ;

→ Fvđ = 13.10-7 .184,31 25,43 1 = 3,93 (N) ;- E = 2,1.105 MPa : môđun đàn hồi của thép C45 ;

- A = 180 mm2 : diện tích chiếu của bản lề, bảng 5.12 TL[I] tr.87 ;

- kd = 1: hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, (xích 1 dãy);

- [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa ;

+ Tra bảng 5.11 TL[I] tr.86, chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi cải thiện có độ cứng 170÷210 HB nên ta có [H] = 500 MPa

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích chủ động:

→ H1<[H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích chủ động.* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích bị động :

→ H2<[H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích bị động.

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

*Đường kính vòng đỉnh:- Đĩa xích nhỏ:

- Đĩa xích lớn:

*Đường kính vòng chân:- Đĩa xích nhỏ:

df1 = d1 -2.r = 202,66 – 2.8,03= 186,6 (mm)- Đĩa xích lớn:

Fr= 1,15.1456,41 = 1674,87 (N)

Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền xích.

Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động) z1 25Số răng đĩa xích lớn (bị động) z2 73

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNGTóm tắt nội dung phần IV:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng đã phân phối ubr = 3,5 ;

- Mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1 = TI = Nmm ;- Thời gian phục vụ Lh = 24000 (giờ) ;

+ Tính toán bộ truyền bánh răng bao gồm các thông số:

- Chọn vật liệu làm bánh răng ;

- Xác định ứng suất cho phép[σH], [σF];- Tínhchọn khoảng cách trục aw (mm) ;

- Xác định các thông số hình học của bánh răng: môđun m, số răng z, hệ số

dịch chỉnh x, đường kính bánh răng d, dw, da, df ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng (kiểm nghiệm):

- Độ bền tiếp xúc Hđộ bền tiếp xúc chophép [H] ;- Độ bền uốnFđộ bền uốncho phép [F] ;

- Độ bền quá tảiHmax [H]maxvà Fmax [F]max ;

4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệucó độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắnthấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khảnăng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơnvị:

Độ rắn HBBánh răng chủ

động (nhỏ) Thép 45 tôicải thiện 850 580 HB 241 285Chọn HB1 = 245 HBBánh răng bị

động (lớn) Thép 45 tôicải thiện 750 450 HB 163 240Chọn HB2 = 230 HB

4.2 Xác định ứng suất cho phép.

4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH], MPa.

*Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] xác định theo CT 6.1a TL[I] tr.93:[σH] =

Trong đó:

- : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2.HB + 70 (MPa) (Tra bảng 6.2 TL[I] tr.94);

→ = 2.HB1 +70 = 2.245 +70 = 560 MPa ;→ = 2.HB2 +70 = 2.200 +70 = 470 MPa ;

- SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (bảng 6.2 TL[I] tr.94);

- KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền khi thử về tiếp xúc :

+ NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi thử về tiếp xúc, trong trườnghợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi theo bậc :

Theo bảng kết quả tính toán ở phần I ta có:

+ Số vòng quay của bánh răng chủ động :

n1 = nI = 645,09 vòng/phút

+ Số vòng quay của bánh răng bị động :