Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

I: Tính toán bộ truyền ngoài xích* bảng thông số đầu vào +, k là hệ số kể đến điều kiện làm việc của bộ truyền xích quay thực tế và trong thí nghiệm... II, Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyề

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG

TẢI

 Giảng viên hướng dẫn : Nguyễn Xuân Hạ

 Sinh viên nhận hướng dẫn: + Nguyễn Quốc Long

+ Nguyễn Quang Trường

Phần I: TÍNH ĐỘNG HỌC

Đầu đề :

 Số liệu cho trước :

1 Lực kéo băng tải 2F = 3900 (N)

2 Vận tốc băng tải v = 0,83(m/s)

3 Đường kính tang D = 220 (mm)

4 Thời gian phục vụ lh = 15000 (giờ)

5 Số ca làm việc soca = 3 (ca)

6 Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @ = 90 (độ) Đặc tính làm việc : êm

Hiệu suất ở trượt ⴄt = 0,99

 Hiệu suất khớp nối ⴄk =0,99

4 Số vòng quay trên trục công tác

 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr= 5

4,5

2,94

 Tốc đô quay trên trục động cơ : ndc = 955 ( v/p)

I: Tính toán bộ truyền ngoài ( xích)

* bảng thông số đầu vào

(+, k là hệ số kể đến điều kiện làm việc của bộ truyền xích

quay thực tế và trong thí nghiệm)

kc= 1,45 ( 3 ca)

19,05 (mm) thỏa mãn điệu kiện bền mòn :

Ta tính lại a theo công thức:

Trong đó : kf = 4 ( bộ truyền nghiêng một góc 90°)

11,91mm tra bảng 5.2 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

- Kiếm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

σ1 = 0,47 √K r (F t K đ+F vđ) E

A k đ ≤ [σ¿ MPa

 [σ] = 550 ÷ 680 MPa

II, Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Bánh Răng

Bảng thông số đầu vào :

{Với bánhchủ động :σ o Hlim1=2 H B1+70=2.275+70=620 MPa

Với bánh bịđộng : σ Hlim 2 o =2 H B2+70=2.260+70=590 MPa

và chế độ tải trọng của bộ truyền :

- NHO là số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc : N HO=30 HB2,4

Suy ra {Với bánhchủ động :N H 01=30 HB12.4 =30 275 2,4

Với bánh bịđộng : N H 02=30 HB22.4 =30.260 2,4

chịu tải trọng tĩnh nên

NHE = 60.c.n.t Σ với : + Số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1

 Khi ta tính [σ H], lấy sơ bộ ZR.ZV.KxH = 1

Suy ra:

{Với bánhchủ động :σ o Flim 1=1,8 H B1=1,8.275=495 MPa

Với bánh bịđộng : σ Flim2 o =1,8 H B2=1,8.260=468 MPa

Suy ra : {Với bánhrăng chủ động :S F 1=1,75

Với bánh răng bị động: S F 2=1,75

( NFO = 4.106 đối với tất cả loại thép, nên NFO1 = NFO2 = 4.106 )

truyền chịu tải trọng tĩnh nên N FE = 60.c.n.t Σ

c =1, là số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng

Suy ra { N HE 1=N FE 1=859,5 10 6

N HE 2=N FE 2=190,98 10 6

+ U – tỷ số truyền của cặp bánh răng côn ( u = 4,5 )

MPa ;

Kbe = R b

e = 0,25 0,3 ( ta lấy Kbe = 0,26 vì u = 4,5 > 3 )

răng bánh răng côn

Với K be u

2−K be = 0,26.4,52−0,26 = 0,672 ; tra bảng 6.21 và dùng nội suy ta được

K Hβ = 1,148

+ T1 = 37800( N.mm ) – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động;

- với bánh răng côn răng thẳng thì :

mte = m tm

1−0,5 K be = 1−0,5.0,262,62 = 3,01 (mm)

Theo kinh nghiệm, bánh răng côn sử dụng hệ số dịch chỉnh đều

bảng 6.12

Với x1 +x2

z1+z2 = 0; góc nghiêng β=0 °

Suy ra ZH = 1,76

tính theo công thức

K Hv = 1 + v H b d m 1

2.T1 K Hβ K Hα ; trong đó: v H = δ H g o v √d m 1(u+1)

u

b = Kbe.Re = 0,26.187,4 = 48,724( mm ) – là chiều rộng vành răng

v= π d m 1 n1

60000 = π 70,47 95560000 = 3,524 ( m/s )

cosδ1 = cos ⁡(12,48)27 = 27,6 ; là số răng trụ răng thẳng tương

Y F 1 = 3,5 ; Y F 2 = 4,196

K F = K Fβ.K Fα.K Fv

đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 , với bánh răng côn răng thẳngK Fα = 1

khớp, tính theo công thức:

K Fv = 1 + v F b d m 1

2.T1 K Fβ K Fα Trong đ ó: v F = δ F g o v √d m 1(u+1)

u ; b = Kbe.Re = 0,26.187,4 = 48,724( mm ) – là chiều rộng vành răng

v= π d m 1 n1

60000 = π 70,47 95560000 = 3,524( m/s )

với v = 3,524 m/s, tra bảng 6.13 suy ra ta chọn cấp chính xác = 8

=> { [σ F 1]=[σ F 1]sơ bộ Y R Y S K xF=115,7.1.1,01 1=116,8 MPa

[σ F 2]=[σ F 2]sơ bộ Y R Y S K xF=140,4.1.1,01 1=141,8 MPa

=> {σ F 1<[σ F 1]

σ F 2<[σ F 1] Thỏa mãn

4 Bảng tổng hợp kết quả tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Đường kính chia ngoài bánh chủ

- Thông số đầu vào:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:{T t ≤ T kn cf

d t ≤ d kn cf

Trong đó d t- Đường kính trục cần nối

d t=25 mm

T t –Mômen xoắn tính toán T t=k T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k = 1,2

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

II, Tính toán và thiết kế trục

Trục để đỡ các chi tiết quay gồm trục tâm, trục truyền Trục tâm có thể quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay chỉ chịu được lực ngang và momen uốn

Trục truyền luôn quay có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn Các trục trong hộp giảm tốc là những trục truyền

Chỉ tiêu quan trọng nhất phần lớn với các trục là đồ bền, ngoài ra còn có độ cứng và đối với trục quay nhanh là độ ổn định dao động

II.1, Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45X tôi cải thiện có σb = 950 ( Mpa )

ứng suất xoắn cho phép [τ¿ =15 MPa

II.2, Tính toán thiết kế trục.

II.2.1, Tải trọng tác dụng lên trục

( tải trọng ở đây chủ yếu là momen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng đều trục khi lắp hai nửa của khớp nối Bỏ qua trọng lượng trục, các chi tiết trên trục và lực ma sát sinh ra ở ổ lăn )

* Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn

Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền : Lực vòng - Ft , Lực hướng tâm - Fr

Với : + Ft – lực vòng trên đĩa xích

+ kx – hệ số kể đến trọng lượng xích ( kx = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc trên 40 độ so với đường nằm ngang )

- Đối với khớp nối thì lực sinh ra tính thoe công thức :

Fr = ( 0,2 0,3).Ft

Trong đó : - Ft là lực vòng trên khớp nối , Ft = 2T D

Từ đường kính sơ bộ ta tra bảng 10.2 trang 189 thu được kích thước ổ lăn sơ bộ :

 Với d1sơ bộ=25 mm thì chiều rộng ổ lăn bo1 = 17 mm

 Với d2sơ bộ=30 mm thì chiều rộng ổ lăn bo2 = 19 mm

b, Xác định chiều dài mayơ đĩa xích

Ta có công thức sau : lmx = (1,2 1,5)d2sơ bộ

 Với đĩa răng nhỏ: lmxn = (1,2 1,5)d2sơ bộ= (36 45); lấy lmxn = 36 mm

c, Xác định chiều dài mayơ bánh răng côn

d, Xác định chiều dài mayơ nửa khớp:

 Ta có công thức: lm12 = (1,4 2,5)d1sơ bộ ( đối với khớp nối loại vòng đàn hồi )

Suy ra: lm12 = (1,4 2,5).25 =( 35 62,5) mm ; chọn lm12 = 40 mm

e, Xác định chiều dài các đoạn trục

Hình vẽ mô tả sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp, ( theo hình 10.10 trang 193 – tập 1 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí )

Trong đó:

+ k – số thứ tự trục trong hộp giảm tốc, k = 1 2 ( hộp giảm tốc 1 cấp )+ i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các ci tiết tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 với các tiết diện trục lắp ổ;

i = 2 s với s là số chi tiết quay;

+ lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

+ lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

+ lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i ) trên trục

k, đã được tính sơ bộ ở trên

+ lcki – khoảng côngxôn ( khoảng chìa ) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ởngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

II.2.3, Tính và chọn đường kính các đoạn trục

* Sơ đồ phân tích lực chung:

- Xoay ngang lại các trục ta được:

II.2.3.1, Tính trục I

* Xác định các phản lực tại ổ lăn

Giả sử các thành phần lực có chiều như hình vẽ:

* Tính momen tương đương

Ta có công thức: Momen tổng, momen uốn tương đương:

 Trên trục I then được lắp tại bánh răng và khớp nối hai nửa

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d13 =d12 = 20 ( mm )

Chọn then bằng, tra bảng 9.1 trang 173 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí tập 1) ta được :

{ b=6 mm h=6 mm

t1=3,5 mm

t2=2,8 mm

 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

Trong đó: σ d, τ c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa;

d – đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục ;

T – momen xoắn trên trục, Nmm ;

lt, b, h, t – kích thước, mm, xem bảng 9.1 hoặc 9.5 ;

[σ d] - ứng suất dập cho phép, MPa ; với trị số cho trong bảng 9.5 ;

[τ c] - ứng suất cắt cho phép, MP, với then bằng thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh [τ c]=60 … 90 MPa, khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3, khi va đập mạnh – giảm 2/3

Ta chọn : +[σ d] = 150 MPa ; với dạng lắp là lắp cố định, vật liệu mayơ bằng thép vàlàm việc ở chế độ làm êm kông va đập

τ c= 2 T1

d13l t 3 b=

2 37800 20.25.6 =25,2 Mpa<[τ c]=60 Mpa

* Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối

II.2.3.1.2, Tính kiểm nghiệm trục về đồ bền mỏi

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

Sj = S σj S τj

√S σj2

+S2τj ;

với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục.

ѱ σ , ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng 10.7 trang 197 với σ b= ¿ 950 MPa,ta có:

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền

{ σ a11=M11

W11=

38953 2650,7=14,7

σ m 11=0

τ a 11=τ11= T11

2W011=

37800 2.5031,4=3,76

{ σ a13=M13

W13=

2973,8 642,47=4,63

σ m 13=0

τ a 13=τ m 13= T13

2W013=

37800 2.1427,86=13,24

Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6 Tra bảng 10.11 trang 198 ta có:

s τ 13= τ−1

K τd13 τ a 13+ѱ τ τ m 13=

240,2 13,24.(2,36+0,05)=7,5

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

c, Kiểm nghiệm khớp nối

Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6 Tra bảng 10.11 trang 198 ta có:

Tra bảng:10.12 với trục σ b= ¿ 950 MPa:

K τ

ε τ=

1,965 0,89 =2,208

84,4 995,30=0,08<0,3

=> Ta chọn ổ đũa côn một dãy

- Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa con một dãy , tra bảng p2.11 trang 264 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) ta được:

Với d10 =d11=20 mm⇒chọn ổ lăn có :

{Kí hiệu:7206 d=30 mm

D=62 mm B=16 mm C=29,8 kN

C0=22,3 kN

a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Ta có : Khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1 trang 213

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

k t− ¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độk t=1

k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang 215,ta chọn k d=1

X hệ số tải trọng hướng tâm

Y hệ số tải trọng dọc trục

Giả sử các thành phần lực có chiều như hình vẽ:

Ta có dm2 = 2.(Re-0,5.b).sinδ2 = 2.(187,4 – 0,5.51).sin(77,52) = 316,15 mmVới {F x22=F x24=1192,3(N )

* Tính momen tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

 Trên trục II then được lắp tại bánh răng và đĩa xích

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d23 = 36 ( mm )

Chọn then bằng, tra bảng 9.1 trang 173 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí tập 1) ta được :

{b=10 mm h=8 mm

t1=5 mm

t2=3,3 mm

 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

lt3 = (0,8 0,9).lm23 = ( 0,8 0,9).36 = (28,8 ÷ 32,4) mm ; chọn lt3 = 32

 Then lắp trên trục vị trí lắp đĩa xích: d22 = 28 ( mm )

Chọn then bằng, tra bảng 9.1 trang 173 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí tập 1) ta được :

{ b=8 mm h=7 mm

t1=4 mm

t2=2,8 mm

 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

 Then lắp trên trục vị trí lắp đĩa xích

Trong đó: σ d, τ c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa;

d – đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục ;

T – momen xoắn trên trục, Nmm ;

lt, b, h, t – kích thước, mm, xem bảng 9.1 hoặc 9.5 ;

[σ d] - ứng suất dập cho phép, MPa ; với trị số cho trong bảng 9.5 ;

[τ c] - ứng suất cắt cho phép, MP, với then bằng thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh [τ c]=60 … 90 MPa, khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3, khi va đập mạnh – giảm 2/3

Ta chọn : +[σ d] = 150 MPa ; với dạng lắp là lắp cố định, vật liệu mayơ bằng thép vàlàm việc ở chế độ làm êm không va đập

+ [τ c] = 60 ( chịu tải trọng tĩnh )

* Kiểm nghiệm độ bền then tại vị tri lắp bánh răng

{σ d= 2T2

d23l t 3(h−t1)=

2 158416 36.32(8−5)=91,68 Mpa <[σ d]=150 Mpa

τ c= 2 T2

d23l t 3 b=

2.158416 36.32.10=27,5 Mpa<[τ c]=60 Mpa

* Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp xích

II.2.3.1.2, Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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

Sj = S σj S τj

√S σj2+S2τj

;

σ aj , τ aj , σ mj , τ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

Suy ra {σ mj=0= ¿σ aj=M j

W j

τ aj=τ mj= T j

2W 0 j

với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

ѱ σ , ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng 10.7 trang 197 với σ b= ¿ 850 MPa,ta có:

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền

Tra bảng 10.11, nội suy ta được {K σ

σ m21=0

τ a 21=τ21= T2

2 W o 21=

158416 2.8418,48=9,4

Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lắp k6Suy ra: {s σ 21=8,57

σ m 23=0

τ a 23=τ m 23= T23

2W o 23=

158416 2.8493,5=9,3

Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6 Tra bảng 10.11 trang 198 ta có:

{K σ

ε σ =2,535

K τ

ε τ =1,92

- ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng 10.10, nội suy ta có:

s τ 23= τ−1

K τd23 τ a 23+ѱ τ τ m 23=

214,948 9,3.(2,59975+0,05)=8,72

s23= s σ 23 s τ 23

√s σ 232 +s τ 232 =

8,42.8,72

√8,422+ 8,722=6,1>[s ]

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

c, Kiểm nghiệm đĩa xích

{ ¿σ m 12=0

τ a 12=τ m 12= T12

2 W o 22=

158416 2.3981,1=19,9

Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6 Tra bảng 10.11 trang 198 ta có:

Lấy {K σ

ε σ =2,513suyra : K τd 22=

s12=s τ 12=4,03>[s ]

Thỏa mãn

II.2.3.1.3, Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

a, Trục I

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

84,4 995,30=0,08<0,3

=> Ta chọn ổ đũa côn một dãy

- Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa con một dãy , tra bảng p2.11 trang 264 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) ta được:

Với d10=d11=20 mm⇒chọn ổ lăn có :

{Kí hiệu:7206 d=30 mm

D=62 mm B=16 mm C=29,8 kN

C0=22,3 kN

α=13,67 °

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Ta có : Khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1 trang 213

C d=Q m

√L

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

k t− ¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độk t=1

k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang 215,ta chọn k d=1

X hệ số tải trọng hướng tâm

√895,5=14,75 ( KN )<[C]=29,8 KN Vậy ổ lăn thỏa mãn về khả năng tải động

* Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện:

Qt≤ Co ( công thức 11.18 trang 221)

Trong đó:

Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và

cỡ ổ, kN, Qt – tải trọng tĩnh quy ước, kN, được xác định như sau :

Đối với ổ đũa côn, Qo là trị số lớn hơn trong hai giá trị Qo tính theo công thức (11.19) và (11.20) trang 221:

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

381,24 1962,1=0,194<0,3

=> Ta chọn ổ đũa côn một dãy

- Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn một dãy , tra bảng 2.11 trang 261 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ) ta được:

Với d=35 mm⇒ chọn ổ lăncó :

{Kí hiệu:7207 d=35 mm

D=72mm B=17 mm C=35,2 kN

C0=26,3 kN

α=13,83 °

T =18,25 mm

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Ta có : Khả năng tải động C d được tính theo công thức 11.1 trang 213