Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT

ĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁY

BĂNG TẢI

Ký tên ……… Ký tên ……….

Hà Nội, 5/2021

những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này Đề tài mà chúng em được giao là thiết kế hệ dẫn động bang tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng rụ răng nghiêng và bộ truyền đai Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc chúng em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau :

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển.

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy, cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập.

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn, đặc biệt là thầy Vương Văn Thanh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Mai Thị Lan

Nguyễn Huy Chương

MỤC LỤC

CHƯƠNG I: TÍNH ĐỘNG HỌC

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 10

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép 16

7 Một số thông số khác của cặp bánh răng 20

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 21

CHƯƠNG IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC

CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌCSố liệu cho trước :

ηkn = 1 - hiệu suất khớp nối

ηôl = 0,995 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηđ = 0,96 - hiệu suất bộ truyền đai

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr= 4,5 Tỷ số truyền sơ bộ: usb = uđ ubr = 2.4,5 = 9

1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

nsb = nlv usb Trong đó:

nsb - Tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có

usb - Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

ubr- tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

uđ= 12,934,1 = 3,15

3 Tính công suất trên trục 3.1 Công suất

ηkn = 2,421 = 2,42 (kW)

Công suất trên trục I: P1= P2

Pi, ni, Ti tương ứng là công suất, tốc độ quay và momen xoắn trên trục i Momen xoắn trên trục động cơ

Momen xoắn T (Nmm) 17687.68 53174.43 210195.54 210195.54

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Điều kiện làm việc :

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

tiết diện A

2 Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2

Tra bảng 4,13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4,21[1](trang 63), d1=180 (mm) Kiểm tra về vận tốc đai

= 2.560+π 180+5602 +(560−180)2

4.560 =¿ 2346,85 mm Chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240(mm/s)

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

P1 = 2,63 (kW) - công suất trên trục bánh chủ động

[Po] : công suất cho phép , Tra bảng 4,19[1] hoặc 4,20[1] theo tiết diện đai A,

Kd : hệ số tải trọng động, Tra bảng 4,7[1], được Kd = 1,1 Cα : hệ số ảnh hưởng của góc ôm

với α = 136,930 có Cα = 1- 0,0025 (180 – α) = 0,876 CL : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , Tra bảng 4,16[1]

Cu : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Tra bảng 4,17[1] vói ut = 3,17, được Cu = 1,14

Cz ; hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Tra bảng 4,18[1] theo Z’ = [ Po]P = 2,633,08 = 0,85 , được Cz = 1

Tra bảng B 4.21

Chiều rộng bánh đai:

B=(z−1)t +2e=(1−1).15+2.10=20mm

Đường kính ngoài của bánh đai:

{da 1=d1+2h0=180+2.3,3=186,6 mmda 2=d2+2h0=560+2.3,3=566,6 mm

Đường kính đáy của bánh đai:

{df 1=da1−H=186,6−12,5=174,1 mmdf 2=da 2−H=566,6−12,5=554,1mm

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì Fv = 0 (N)

Lực tác dụng lên trục bánh đai: Fr = 2 Fo Z sin(α 12 ) = 358,16 (N)

7 Tổng hợp thông số của bộ truyền đai

Lực tác dụng lên trục Fr 358.16 N

CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀNBÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số yêu cầu :

⟹{NHE1=NFE1=60.c.n1.Lh=60.1.450,79 11500=311.106NHE2=NFE2=60.c n2 Lh=60.c.nu1 Lh=60.1 450,794,1 .11500=75,86.106

Ta thấy

NHE1>NH 01⟹ lấy NHE1=NH 01⟹ KHL1=1

NHE2>NH 02⟹ lấy NHE2=NH02⟹KHL2=1

Ứng suất cho phép khi quá tải :

{[σH]max=2,8.(σch1,σch2)=2,8.700=1960 MPa[σF1]max=0,8 σch1=0,8.700=560 MPa[σF1]max=0,8 σch2=0,8.550=440 MPa

Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, Ka = 43 (MPa) T1: momen xoắn trên trục chủ động, T1 = 53174,43 (Nmm) [σH]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]sb = 531,82 (MPa) u : tỷ số truyền, u = 4,1

ψba, ψbd : hệ số chiều rộng vành răng, chọn ψba = 0,35, ψbd = 0,5 ψba (u+1) = 0,89

KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6,7[1](trang 98) với ψbd = 0,89, sơ đồ bố trí là sơ đồ và HB<350, được: KHβ =

d Xác định góc ăn khớp αtw

αt = atw = arctantanαcosβ = arctancos13,12tan20 =20,490 ( α = 200 ) Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở : Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ.

Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánh răng, cần phải

KxH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR = 1 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS ; hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất,

Bánh bị động : [σF2] = [σF2]sb YRYSKxF = 264,75 MPa

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh rănga Kiểm nghiệm vè độ bền tiếp xúc

KFβ : hế số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6,7[1](trang 98) với ψbd = 0,89 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được :

KFβ = 1,09.

KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1 với răng thẳng.

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra phụ lục 2,3[1](trang 250) với CCX = 9 ; HB < 350 ;

Thay số được : KF = KFαKFβKFv = 1,13

Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Yε = ε1

= 11,70 = 0,59

Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ = 1 - 140β =1 - 13,12140 = 0,91

YF1 và YF2 : hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đương Zv1 và Zv2

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG IV : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC1 Khớp nối:

1.1 Chọn khớp nối

Thông số đầu vào :

- Mô men cần truyền : T = T2 = 210195.54 Nmm- Đường kính trục động cơ : dđc = 28 mm

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục : - Ta chọn khớp nối theo điều kiện :

Tt ≤ Tkncf & dt ≤ dkncf - Trong đó :

dt - Đường kính trục cần nối : dt = d2 = 35 mm

Tt - Mô men xoắn tính toán :

k – hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1[2] (trang 58) ta lấy k = 1.4 T – mô men xoắn danh nghĩa trên trục : T = 210195.54 Nmm

- Tra bảng 16.10a[2](trang68) với điều kiện : Tt ≤ Tkncf & dt ≤ dkncf

- Thông số khớp nối như sau :

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

σd=Z D2.k T

o.dc l3≤ [σd]

1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

2 Tính sơ bộ trục:2.1 Chọn vật liệu trục:

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện

Thông số vật liệu chế tạo trục :

Lấy [τ1]= 15 MPa, [τ2]= 28 MPa

2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng ) Fry = Frd.cos60 = 358,16.cos60 = 179,08 N

2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

- Các khe hở k1 = k2 = 10 ; k3 = 5

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 25

- Chiều dài moayo :

Sơ đồ đặt lực chung

Giới hạn chảy: σch1 = 700 (MPa)

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng )

3.3 Tính momen tương đương Mtdj=√M2x+M2y+0,75 T2j

3.4 Tính đường kính các đoạn trục tương ứng

Đường kính d = 30mm ⇒ tra bảng 10.5 : [σ] = 70MPa

3.5 Chọn và kiểm nghiệm then trục 1

Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

[τc] = 40…60 MPa [τc] = 50MPa

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 26 mm T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1 Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục.

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai: d1 = 22 mm

Chiều rộng then: b = 6 mm Chiều cao then : h = 6 mm

Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1 = 3,5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 (mm)

Chiều dài then: l = (0,8÷0,9) lmc1 = 0,85.60 = 51 (mm) Chọn l = 50 (mm)

+ Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

3.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

sσj và sτj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

{sσj= σ−1

Kσdjσaj+ψσσmjsτj= τ−1

Kτdjτaj+ψττmj

với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục xác định theo bảng 10.6.

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (1), tiết diện (2), tiết diện (3)

Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo r6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kết

Kx – hệ số tập trung ứng suất Tra bảng 10.8 Kx = 1,12

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, Ky = 1

εσ và ετ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ và Kτ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.

Tra bảng 10.12 khi cắt bằng dao phay ngón, σb = 850 MPa trục có rãnh then ⇒ Kσ = 2,10 ; Kτ =1,9

+ Tiết diện tại vị trí ổn lăn: Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198) với σb = 850 (MPa)

+ Tiết diện tại vị trí tại bánh đai: Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta được:

Ảnh hưởng của độ dôi:

εσ =2,54 Kτ

ετ=1 ,92

Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10[1] (trang 198)

+ Tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

3.8 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

3.9 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức(trang214):

Cd=Q m√L

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3 L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L=60n Lh.10−6=60.450,79 11500.10−6=311,05

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

3.10 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 12° ta được:

4 Tính toán thiết kế cụm trục II

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện Thông số vật liệu chế tạo trục :

4.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II

4.2 Vẽ biểu đồ mô men

Sơ đồ lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 2

Trường hợp 2: Fkn cùng chiều Ft2

Sơ đồ lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 2

4.3 Tính mô men tương đương

Nhận thấy momen tương đương tại tiết diện lắp bánh răng của trường hợp 1 lớn hơn trường hợp 2 nên ta sẽ lấy các số liệu của trường hợp 1 để tính toán đường kính các đoạn

4.5 Chọn và kiểm nghiệm then

Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

[τc] =40…60MPa [τc] = 50MPa

a Xác định mối ghép then cho trục II lắp bánh răng

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 36 mm T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

b Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp nối trục đàn hồi

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 32 mm T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

Kiểm nghiệm then:

d.lt.(h−t1)= 2.210195,5432.60.(8−5)=72,98 MPa<[❑d]=100 MPa

❑c= 2T2

d lt.b=2.210195,5432.60.10 =21,90 MPa<[τc]

Vậy mối ghép then ở tất cả các vị trí đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

4.6 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn

sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục Với trục có tiết diện tròn:

❑❑,❑❑- hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra

Kdj,Kdj - hệ số xác định theo công thức sau :

Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8/T197 [1] , với phương pháp gia công tiện, yêu cầu độ nhẵn Ra = 2,5 0,63 μm, σb = 850MPa => lấy Kx = 1,11.

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên Ky = 1.

Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trục 2 là do rãnh then và lắp ghép có dộ dôi: Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với σb = 850 MPa, ta có: {K❑/❑❑=2,54

Xét đến ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12/T199 [1], với trục phay bằng dao phay ngón:

Tra bảng 10.10/T198 [1], với dol = 35 mm =>  = 0,75 ;  = 0,8 Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b = 850 MPa, ta có: {K❑/❑❑=2,54

K❑/❑❑=1,92

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục  Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 3:

⇒Theo trang 215 [1],ta chọnổ bi đỡ−chặn với góc=26

⇒tra 2.12 trang 263 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thông số

Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức(trang214):

Cd=Q m√L

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3 L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L=60n Lh.10−6=60.109,95 11500.10−6=75,86

Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, Lh = 11500 giờ

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

Q=(XV Fr+Y Fa)ktkd

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V = 1 kt – hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ kt = 1(t<100 độ C)

kd – hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang 215, ta chọn X, Y – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục

Tìm hệ số X,Y (tra bảng 11.4/T216 [1]) cho ổ lăn (3) và (4): Ta có:

V Fr3= 1658,96

1.2439,65=0,68=e => chọn X= 1; Y= 0

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động.

4.8.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6/T221[1] cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (=26° )ta được:

{ X0=0,5

Y0=0,37 với X0, Y0 – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

CHƯƠNG V : TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU

3.11 Vỏ hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

Bảng 6.1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Chiều dày: Thân hộp, δ

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên của các bánh răng với nhau

Tên chi tiết: Chốt định vị.

Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm