Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải hộp giảm tốc trục vít bánh răng

Lời nói đầu Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng với yêu cầu

Lời nói đầu

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng với yêu cầu về lực cũng nh- vận tốc và các đặc tr-ng khác

Đồ án môn học chi tiết máy với b-ớc đầu làm quen với công việc tính toán , thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán , hiểu sâu hơn

về kiến thức đã học

Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm

Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải

Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài

Trong đồ án này có tham khảo tài liệu:

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

- Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp :Tập 1, Tập 2

- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn

Nguyễn Tuấn Khoa

Cơ Điện Tử 2 – K49

ĐHBK Hà Nội

Mục lục

Phần I

I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền……… Trang 3

Bảng số liệu của hộp giảm tốc ………Trang 4

Phần II :Thiết kế và tính toán các bộ truyền

1.Tính toán bộ truyền xích……… Trang 4

2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc………Trang 7

3.Tính bộ truyền bánh răng………Trang 11

4.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc………Trang 16

Phần III :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn

1 Tính toán thiết kế trục……….Trang 17

2 Chọn ổ lăn……….Trang 34

Phần IV :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc……… Trang41

Phần V : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai ……… Trang47

Đề 21:

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

F V

5 4

2 3 1

4.ChiÒu cao tang : H=750 mm

5.Thêi gian phôc vô: Ih=20000 giê

I.1 /Chọn động cơ:

a/Tính công suất

+/Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động ta phải

tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh

v-ợt tải và thừa tải quá nhiều

+/Từ yêu cầu: - Lực kéo băng tải : F=9000 N

.

ch

V F

t

t P

=> Pct = 

 .

1000

.

ch

V F

700 , 0 1000

48 , 0

48 , 0 1000 60

1000





T

T T

I.2/ Phân phối tỉ số truyền (u)

Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

65 , 28

22 ,

.

KW V

92 , 0 98 , 0

32 , 4

P

t x

791 , 4

P

ol br

929 , 4

P

ol tv

059 , 6

P

ol k

) ( 10 55

,

f v n

kw P

(Nmm)

63 , 28

32 , 4 10 55 ,

55 , 57

791 , 4 10 55 ,

65 , 172

929 , 4 10 55 ,

II/ Tính toán thiết kế các bộ truyền

II.1/ Thiết kế bộ truyền ngoài (xích)

Ko=1 : hệ số ảnh h-ởng vị trí bộ truyền (đ-ờng nối 2 tâm đĩa xích

nằm nghiêng 1 góc <600 so với ph-ơng nằm ngang)

Ka=1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn a=40p)

Kđc=1,1 : hệ số kể dến ảnh h-ởng của việc điều chỉnh lực căng xích

(điều chỉnh đ-ợc bằng con lăn căng xích)

Kđ=1,3 : hệ số tải trọng động (va đập vừa)

Kc=1,25 : hệ số kể dến chế độ làm việc (2 ca)

Kbt=1,3 : hệ số kể dến ảnh h-ởng của việc bôi trơn (có bụi chất

l-ợng bôi trơn đạt yêu cầu)

[P] = 5,83 > Pt’ = 4,821(kW) đồng thời p < pmaz=50,8 (mm) (theo bảng 5.8

Z Z Z p

a

4 ) (

2

2

2 2 2 1 2 1

75 , 31 ) 25 50 ( 2

50 25

2 1 2

5 , 0 25

,

0



Z Z Z

Z X

Z Z X

14 , 3

25 2 75 5 , 0 118 75

5 , 0 118 75 ,

55 , 57 25 15

791 , 4 1000

F0 = 9,81.Kf.q.a : lực căng do trọng l-ợng nhánh xích bị động sinh ra

= 9,81.2.7,3.1,268=181,61(N) với Kf=2 (đ-ờng nối 2 tâm đĩa xích

nghiêng 1 góc 400 so vói ph-ơng nằm ngang );

Fv :lực căng do lực li tâm sinh ra

Fv= q.v2 : lực căng do lực li tâm sinh ra

=7,3.0,7612=4,23 (N)

23 , 4 61 , 181 86 , 6292

e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện

d

vd d t r

K A

E F K F K

.

).

.(

.

47

,

[H] :ứng suất tiếp xúc cho phép

Kr=0,42 :hệ số ảnh h-ởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng

E=2,1.105 MPa :môđun đàn hồi

A=446 mm2 :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1])

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

07 , 4 3 , 1 86 , 6292 (

42 , 0 47

Số dãy xích: m =2 Số răng đĩa xích: z1/z2=25/50

Số mắt xích: x=118

Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2)

bm= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15 =31,76 mm

II.2/ Bộ truyền trục vít –bánh vít

a/Chọn vật liệu

+/Tính sơ bộ vận tốc tr-ợt

vsb= 8,8.10-3.(P1 .u.n1 )1/3 =8,8.10-3.(6,059.17.29352)1/3 =8,46> 5m/s

(do n1=2935 v/ph; T2=272644 (Nmm) theo mục I)

Trục vít làm bằng thép C chất lợng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45) Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với vsb>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít (Mác БpOЦΦ 5-5-5)

-Theo bảng 7.1 với БpOЦΦ 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại:

NHE= 60.  i i

Max

i

t n T

T

. 2

i

t n T

T

4

2 2

= 60.172,65.20000(1.5/8+0,74.3/8) =148,14.106

7

10 14 , 148

i

t n T

T

. 2

i

t n T

= 60.172,65.201000.(1.45/8+0,79.3/8) =132,62.106

KFL=9 6

6

10 62 , 132

170

q

K T Z

H H

1 , 1 272644

22 , 154 34

Chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]);

- Tính lại khoảng cách trục :

145

- 0,5(12,5+34) = - 0,23  (- 0,7 ;0,7) (thỏa mãn dịch chỉnh);

+/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều

kiện:

H=

q

K T a

q Z Z

H W

.

60000.cos

.n d





;

- Góc vít lăn:

=arctag

x q

dW1=(q+2x)m = (12,5 – 2.0,23).6,3 = 75,85 mm;

43 , 9 60000.cos

5 75,85.293 14

, 3

= 11,81 (m/s)>5(m/s);

VËy chän vËt liªu tho¶ m·n;

- HiÖu suÊt cña bé truyÒn:

2 2 3

KHV=1,1 theo (b7.7 tr153[TL1]) víi vs= 11,81 (m/s);

=>KH = 1,0023.1,1 =1,102;

VËy H=

5 , 12

102 , 1 272644 145

5 , 12 34 34

+/ KiÓm nghiÖn r¨ng b¸nh vÝt vÒ bÒn uèn:

øng suÊt uèn sinh ra t¹i ch©n b¸nh vÝt ph¶i tho¶ m·n ®iÒu kiÖn:

n

F F

m d b

K Y T

.

.

2 2

103 , 1 63 , 1 272644

=7,94 < [F]=39,04(MPa);

+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:

Hmax= H K qt = 140,78 1 , 5 =172,42 <[H]max =360(MPa);

Fmax= F.Kqt = 7,94.1,5 =22,28 < [F]max = 72(MPa);

c/ Tính nhiệt truyền động trục vít:

Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc trục vít phải thoả mãn



) 1

.(

.

).

1 (

P

t

[td];

to :nhiệt độ môi tr-ờng xung quanh;

=0,86 (hiệu suất bộ truyền );

 :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian

5046 , 0 15

059 , 6 ).

86 , 0 1 (

1000





=103,10>[td]

Ch-a thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn

A>

) ] ([

].

3 , 0 ) 1 ( 7 , 0 [

).

1 (

to td Ktq Kt

 A>

) 25 90 ( 13 , 1 ].

17 3 , 0 ) 27 , 0 1 ( 15 7 , 0 [

059 , 6 ).

86 , 0 1 (

Để đảm bảo giá thành khi chế tạo , và tính công nghệ ta chọn vật liệu làm

bánh răng giống nh- vật liệu làm trục vít

+/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 th-ờng hóa đạt độ rắn

Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;

SH :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc;

mH : bậc của đ-ờng cong mỏi mH =6 do HB <350;

NH0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

t n T

T

max

t

t n T

T

max

t n T

T

max

t

t n T

T

max

3

= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,73.3/8)

=5,20 107 > NH0 nên KHE1=1;

=>[H2] = 410.1/1,1=372,72(MPa);

Do lµ cÆp b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng nªn øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp:

Flim :øng suÊt uèn cho phÐp øng víi chu kú c¬ së ;

SF : hÖ sè an toµn khi tÝnh vÒ uèn;

t n T

T

max

6

= = 60.c.t i   

t

t n T

T

max

t n T

T

max

t

t n T

T

max

[F1]max =[F2]max = 2,8.ch= 0,8.340 = 272(MPa);

.

.

ba H

H

u

K T

u=3,00 : tỷ số truyền của cặp bánh răng;

T1=272644(Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động

037 , 1 272644

= 234,22 mm; chọn aW=240 mm +/Xác định các thông số ăn khớp:

m =(0,01- 0,02)aW=2,4- 4,8 mm; chọn m =3 theo tiêu chuẩn

Chọn sơ bộ =150 (00<<200=> Z1=

m u

a W

) 1 (

cos 2





=

3 ).

3 1 (

15 cos 240

2

) ( 1 2

=

240 2

) 117 39 (

3 

=0,975=> = 12,840 ( thỏa mãn )

+/Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: H =ZM ZH Z 2 

1

1

.

) 1 (

2

W W

H

d u b

u K T

) 1 3 (

172 , 1 272644

= 356,53MPa

- Tính chính xác [H]’= [H]ZRZVKxH = [H].1.1.1= 386,37MPa, do hệ số xột đến độ nham của mặt răng là m việc :ZR = 0,95 với Ra<2,5…1,25μ m; hệ số xột đến ảnh hưởng của vận tốc vũng ZV = 1 với v <5m/s; hệ số xột đến ảnh hưởng của kớch thước bỏnh răng KxH = 1 do da < 700 mm

Mặt khác :

H

H H





 ]'  [

=

53 , 356

53 , 356 05 ,

=2,95% < 10 % => Không thừa bền

Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn

+/Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không đ-ợc v-ợt quá giá trị cho phép:

m d b

Y Y Y K T

W W

F F

.

2

YF1 = 3,69 (do Zv1 =



3 1

cos

Z

84 , 12 cos

69 , 3 91 , 0 58 , 0 52 , 1 272644

.

2

= 74,73 <[F1] =200,57(MPa);

F2= F1.YF2/YF1= 72,91 < 185,14(MPa);

Vậy điều kiện bền uốn đ-ợc thoả mãn;

+/Kiểm nghiệm độ quá tải

Hmax= H K qt = 356,53 1 , 5 =436,66<[H]max =952(MPa);

F1max= F1.Kqt = 74,73.1,5 =113,0< [F1]max = 272(MPa);

F2max= F.Kqt = 72,91.1,5 =109,4< [F2]max = 272(MPa);

Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền;

Bảng thông số cơ bản của bộ tuyền trong HGT

II.4/ Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc

Để thoả mãn điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc

awtv+df1tv/2df2br/2

Với awtv=145 mm df1tv=62 mm df2br=352,5mm

awtv+df1tv/2 =145+62/2=176 df2br/2=352,5/2=176,25mm

Vậy hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn

Phần III / Tính toán thiết kế trục và chon ổ lăn

III.1/ Tính toán thiết kế trục:

a/ Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có b= 600 MPa

ứng suất xoắn cho phép [] = 12 20 Mpa

1

1

2 ,

0 

T

 ,thay số : d1sb 3

15 2 , 0

0 

T

 d2sb 3

15 2 , 0

3

3

2 ,

0 

T

 d3sb 3

20 2 , 0

795031

Quy chuẩn d3sb = 60 mm

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

+/Từ đ-ờng kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:

l

11

13 12

k1 =8 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay

k2=10: Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp

k3=12: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

hn =15 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

+/Đối với khớp nối :

- Chọn khớp nối : Nối trục đàn hồi

Dựa vào mô men xoắn : Tt=k.T [T]

Do máy công tác là băng tải nên k=1,2 1,5  chọn k=1,5

Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49 22

Tt=1,5.19715=29572 Nmm

- Với đầu trục cần thiết để nối trục d =36 mm Theo bảng(16.10a) Chọn đ-ợc kích

th-ớc cơ bản của nối trục nh- sau:

d =36 là đ-ờng kính sơ bộ của trục trục vít

Lực trên khớp nối Frk=109 N có chiều ng-ợc chiều Ft1 làm tăng ứng

suất và biến dạng trục

*/TÝnh chÝnh x¸c ®-êng kÝnh trôc 1:

Víi thÐp 45 cã b  600MPa ,dsb1=36 th× []=60 N.mm

8 , 14 60 1 , 0

19426

1 , 0

75 , 0

75 ,

17074

1 , 0

75 , 0 29320 98175

75 ,

2 2

Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49 24

60 1 , 0

104383

1 , 0

Với số liệu nh- sau: d1=214,2 (mm) là đ-ờng kính của bánh vít

d2= 120 (mm) là đ-ờng kính của bánh răng 1 trục 2

Mô men xoắn trên trục 2 T2=272644 Nmm

-Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T2=272644 Nmm

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

*/TÝnh chÝnh x¸c ®-êng kÝnh trôc 2:

Víi dsb2=35 mm th× [] = 60Nmm

-T¹i mÆt c¾t 0: d0=   0

1 , 0

Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49 26

- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T3=795.031 Nmm

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

795031

l32

l31

l32

*/TÝnh chÝnh x¸c ®-êng kÝnh trôc 3

Víi dsb3=60 mm th× [] =50 Nmm

-T¹i mÆt c¾t 0: d0=   0

1 , 0

688517

1 , 0

3

s s





2 2

Mi : Mômen uốn tổng tại điểm i

+/Do trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

K dj = (K j/ + Kx –1)/Ky

Ph-¬ng ph¸p gia c«ng lµ tiÖn Ra = 2,5 …0,63 m Tra b¶ng 10.8 (trang 197)  Kx

=1,06

Ky : hÖ sè t¨ng bÒn bÒ mÆt Ky=1 (kh«ng t¨ng bÒn bÒ mÆt)

K : hÖ sè tËp trung øng suÊt khi uèn

K: hÖ sè tËp trung øng suÊt khi xo¾n

B¶ng(10-12):dïng dao phay ngãn,hÖ sè tËp trung øng suÊt t¶i r·nh øng suÊt vËt liÖu:

2

t d bt



) 1817 30

2

5 30 8 10 32

30 14 ,

2

t d bt

2

5 30 8 10 16

30 14 ,

6 , 261

7 , 151

s s

02 , 35 54 , 2

2 2

2 2 2 2

2 2 2

W11 =

32

3 11

s s





2 2

K : hÖ sè tËp trung øng suÊt khi uèn

K: hÖ sè tËp trung øng suÊt khi xo¾n

B¶ng(10-12):dïng dao phay ngãn,hÖ sè tËp trung øng suÊt t¶i r·nh øng suÊt vËt liÖu:

K 2 =1,76; K 2 =1,54

B¶ng(10-10):tra ®-îc hÖ sè kÝch th-íc  = 0,88  =0,81

bt d t d

d

12.8 40 5 3,14.40

22

bt d t d

d

12.8 40 5 3,14.40

23

bt d t d

d

12.8 40 5 3,14.40

23

bt d t d

d

12.8 40 5 3,14.40

s s





2 2

2

t d bt

2

t d bt

7 , 151

Với kết quả tính toán nh- trên thì trục thoả mãn độ bền

g/ Kiểm nghiệm độ bền của then :

Nguyên nhân hỏng then chủ yếu do bị dập hay bị cắt , do vậy ta kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

d = 2T / [d.lt ( h - t1)]  [d] c = 2T / (d.lt b)  [c]

Với d:là ứng suất dập c : là ứng suất cắt

T : mô men xoắn trên các trục d : đ-ờng kính trục

h : chiều cao của then b : chiều rộng của then

t1 : chiều sâu rãnh then trên trục

lt : chiều dài rãnh then

Theo bảng 9.5: Với mối ghép cố định , trạng thái làm việc va đập vừa

Nªn ta chän ®-îc [d]=100 Mpa

Víi thÐp 45, do t¶i träng va ®Ëp võa nªn cã ®-îc

[c]=(60 90)(1-1/3)=40 60 Mpa (theo trang 174 T1)

8 B¶ng sè liÖu ®-êng kÝnh c¸c trôc:

TÝnh ph¶n lùc trªn gèi trong mÆt ph¼ng oxy

X0+X1-109- 470 = 0(N)

m0= - 109.85+470.105-210.X1=0

X0=389 N; X1=190 N

Theo kÕt qu¶ tÝnh trôc 1:

-Lùc t¸c dông trong mÆt ph¼ng yoz

Lực tác dụng lên ổ ng-ợc chiều với F’11 => F’r11 = 954 N < Fr11

- Lực dọc trục : Fa13 = 2580 N

a/Chọn loại ổ :Theo bảng( P2.7, 2.11)

Do lực dọc trục lớn ,tại gối “0”đặt 2 ổ đũa côn đối nhau kiểu v để hạn

chế sự di chuyển dọc trục về 2 phía

Còn trên gối “1” dùng ổ tuỳ động , ở đây chọn ổ bi đỡ

- Tại gối “1” với đ-ờng kính ngỗng trục : d =35 mm có số liệu của ổ 700106

C=7,74 kN C0 = 5,79 kN

d=35 mm r = 0,5 mm

D = 62 mm B =9 mm

- Tại gối “0”:

Do Fa13 /Fr10 = 2580/300 = 8,6 > 1,5 nên tại gối “0”dùng ổ đũa côn cỡ nhẹ

Ký hiệu 7207 (bảng p2.11) số liệu nh- sau

kđ =1,5 : hệ số ảnh h-ởng của tải trọng (do tải trọng va đập vừa)

Vậy tải trọng quy -ớc trên ổ 1:

1 0

i Li L Q

10 3

2 3 10

1

2 1 3 10

h

L

L Q

Q L

L Q Q

m

i L L Q

3 / 1 1 3

1

2 1 3

h

L

L Q

Q L

L Q