Đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho những đồ án tiếp theo

Xích tải là một trong những phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và trong công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ dẫn động xích tải sao cho tiết kiệm vẫn đáp ứng được các tiêu chí và đảm bảo về độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của thầy HOÀNG MINH VŨ nhóm chúng em thực hiện đồ

án Thiết kế hệ dẫn động băng tải để ôn lại kiến thức và tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cảm ơn thầy HOÀNG MINH VŨ đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án

này!

Bắc Ninh, ngày 26 tháng 3 năm 2024 Sinh viên thực hiện

Nguyễn Thị Lan Anh

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4

1.1 Chọn kiểu loại động cơ 4

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ 4

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 5

PHẦN II BỘ TRUYỀN ĐAI 8

A Các thông số đầu vào: 8

B Chọn loại đai và tiết diện đai: 8

C Chọn thông số của bộ truyền: 9

1.Tính vận tốc đai: 9

2 Tính đường kính bánh đai lớn: 9

3.Xác định khoảng cách trục a: 9

4 Xác định chiều dài đai l: 10

5 Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ: 10

D Xác định số đai: 10

1.Xác định chiều rộng bánh đai: 11

2 Xác định đường kính ngoài của bánh răng: 11

E Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục: 12

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG 13

6 KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN 18

7 KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN QUÁ TẢI: 19

7.1.Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: 19

7.2.Kiểm nghiệm quá tải uốn : 19

8 LỰC TÁC DỤNG TRÊN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 19

9 MỘT SỐ THÔNG SỐ KHÁC CỦA CẶP BÁNH RĂNG 20

4.5 Xác định chiều dài và đường kính các đoạn trục 25

4.5.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 25

4.5.2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 27

5.1.2 Kiểm nghiệm ổ lăn 49

5.2 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn trục II 51

5.2.1 Chọn ổ lăn 51

5.2.2 Kiểm nghiệm ổ lăn 52

PHẦN VI LỰA CHỌN KẾT CẤU 54

6.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết 54

6.1.1 Thiết kế vỏ hộp 54

6.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc 54

6.1.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 56

6.1.4 Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp 56

LỜI CẢM ƠN 63

TÀI LIỆU THAM KHẢO 64

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Điều kiện chọn động cơ: {

𝑃đ𝑐: Công suất cần thiết của động cơ (kW); 𝑃𝑐𝑡: Công suất cần thiết của hệ dẫn động (kW); 𝑛đ𝑐: Số vòng quay của động cơ (v/ph);

𝑛𝑠𝑏: Số vòng quay sơ bộ (v/ph);

𝑇𝑑𝑛: Điều kiện khởi động của động cơ;

𝑇1 : Điều kiện khởi động của hệ thống băng tải

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết:

- ηol: hiệu suất ổ lăn :0,99 – 0,995 (được che kín)

- 𝜂𝑏𝑟𝑡: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : 0,96 – 0,98 (được che kín) - 𝜂𝑛: : hiệu suất của bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai) : 0,95 – 0.96 (để hở) - 𝜂𝑘𝑛: hiệu suất nối trục: 0,99

Tra Bảng 2.3,[1]:

Hiệu suất ổ lăn: 𝜂𝑜𝑙 = 0,99;

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: 𝜂𝑏𝑟𝑡 = 0,98; Hiệu suất bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai: 𝜂𝑛 = 0,96; Hiệu suất nối trục: 𝜂𝑘𝑛 = 0,99

Trong đó, tra Bảng 2.4, [1], ta chọn tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng trụ là 𝑢𝑠𝑏.𝑏𝑟𝑡 = 4, và tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai là 𝑢𝑠𝑏.𝑑 = 4

Vậy vòng quay sơ bộ của động cơ:

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 𝑢𝑠𝑏 = 62,07.16 = 993 (vòng/phút)

Do đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên để tránh cho sai lệch tỷ số truyền không vượt quá giá trị cho phép (4%), giá trị của 𝑢đ nên được chọn theo dãy số sau (tương ứng với dãy đường kính tiêu chuẩn):

Kiểm tra: a = 1,23.(ubr + 1).√𝑇1

PHẦN II BỘ TRUYỀN ĐAI

A Các thông số đầu vào:

- Số vòng quay trên trục động cơ : n1 = nđc =1450 (v/p) - Công suất trên trục động cơ : P1 = Pđc = 6,01(kW) - Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ = 4

B Chọn loại đai và tiết diện đai:

- Nếu Pđc < 2 : Chọn đai dẹt, - Nếu Pđc > 2 : Chọn đai thang,

+Nếu v < 25m/s : Chọn đai thang thường, + Nếu v 25m/s: Chọn đai thang hẹp

Từ Hình 4.1, bảng 4.13 trang 59 Ta chọn đai hình thang thường loại A Theo đó thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

C Chọn thông số của bộ truyền:

Theo bảng 4.21: Các thông số của bánh đai hình thang ( trang 63) =>d2= 630mm

Như vậy tỷ số truyền thực tế: utt

Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau: Công thức( 4.14) tài liệu [I]- trang 60:

0,55(𝑑1+ 𝑑2) + ℎ ≤ 𝑎 ≤ 2(𝑑1+ 𝑑2)

⇔ 0,55(160+630) + 8 ≤ a ≤ 2.(160+630) ⇔ 442 ≤ a ≤ 1580 (mm)

Dựa vào tỉ số truyền 𝑢𝑑 và đường kính 𝑑2 = 630 𝑚𝑚 chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60 tài liệu [I])

=> 𝑎 = 0,95.630 = 598,5 𝑚𝑚

4 Xác định chiều dài đai l:

Theo công thức 4.14 tài liệu [I]- Trang60:

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: chọn 𝑙 = 2650 𝑚𝑚 - Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60: 𝑖 = 𝑣

𝑙 =12,14.1000

2650 = 4,58 < 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10 ( thỏa mãn điều kiện)

Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài liệu [I]- Trang 54:

5 Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ:

-Góc ôm 𝛼1 xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I]- T54 với điều kiện: 𝛼1 ≥ 1200

𝑧 = 𝑃1𝑘đ [𝑃0]𝑐𝛼𝑐𝑙𝑐𝑢𝑐𝑧 Trong đó:

- 𝑃1 = 6,01 𝑘𝑤

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62:

𝑇𝑎 𝑐ó [𝑃0] = 2,66 𝑘𝑤 : công suất cho phép - Tra bảng 4.7 tài liệu [I]- Trang 55:

1700 = 1,6 ∶hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai - Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 61

𝑇𝑎 𝑐ó: 𝑐𝑢 = 1,14 :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

2 Xác định đường kính ngoài của bánh răng:

Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]-Trang 63 𝑑𝑎 = 𝑑 + 2ℎ0

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

𝑑1𝑎 = 𝑑1+ 2ℎ0 = 160 + 2.3,3 = 158,7 𝑚𝑚 Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

𝑑𝑎2 = 𝑑2+ 2ℎ0 = 630 + 2.3,3 = 636,6 𝑚𝑚

E Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục:

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]_Trang 63: 𝐹0 =780 𝑃1.𝑘đ

𝑣 𝑐𝛼 𝑧 + 𝐹𝑣 Trong đó:

𝐹𝑣 lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]- Trang 64:

BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI

Tỷ số truyền đai thực tế:uđtt 4,02 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ : 𝑑𝑎1 (mm) 158,7 Đường kính ngoài bánh đai lớn: 𝑑𝑎2 (mm) 636,6

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG

KHL = mHOHE

N với mH = 6

mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

NHO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay

𝑇𝑖, 𝑛𝑖, 𝑡𝑖: Lần lượt là Mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Với: TI : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động TI =150165 Nmm Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng, Ka = 49,5 (răng thẳng)

5 KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Yêu cầu phải đảm bảo H ≤ [H] = ZM ZH Z.√2.𝑇1.𝐾𝐻.(𝑢+1)

𝑏𝑤.𝑢.𝑑𝑤2

Trong đó :

ZM - Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu

ZM = 274 Mpa1/3 (Theo bảng 6 5 [I]) ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

𝑏𝑤: chiều rộng vành răng: 𝑏𝑤 = ba 𝑎𝑤 = 0,4.225 = 90 mm

𝑑𝑤: đường kính vòng lăn của bánh nhỏ (bánh chủ động) Góc profin răng bằng góc ăn khớp:

𝛿𝐻: trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có 𝛿𝐻 = 0,006 𝑔0:hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bẳng có 𝑔0 = 73

6 KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN

7 KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN QUÁ TẢI: 7.1.Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H Kqt (6.48) với Kqt = Tmax/T = 1,4

 Hmax = 482 1,4 = 570 < [H]max = 1624 Mpa

7.2.Kiểm nghiệm quá tải uốn :

Fmax = F.Kqt (6.49) F1max = F1.Kqt = 71.1,4 = 99,4 < [F1]max = 464 Mpa F2max = F2.Kqt = 63,9.1,4 = 89,46 < [F2]max = 360 Mpa

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải

8 LỰC TÁC DỤNG TRÊN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc

9 MỘT SỐ THÔNG SỐ KHÁC CỦA CẶP BÁNH RĂNG

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ − RĂNG THẲNG

PHẦN IV TÍNH TOÁN TRỤC 4.1 Chọn khớp nối giữa trục I và động cơ

Chọn kết cấu nối trục:

Sử dụng phương pháp nối trục đàn hồi, hai nửa nối trục với nhau bằng bộ phận đàn hồi, sử dụng bộ phận đàn hồi bằng cao su Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và trấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…

Mômen xoắn cần truyền giữa hai trục : CT (16.1) [II] trang 58 :

Theo bảng 16-10b trang 69 tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của vòng đàn hồi :

Chọn vòng đàn hồi bằng cao su

+ Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt :

Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu => thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su

+ Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:

 thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt

Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý Tra bảng 16-10a [II] ta được D0 = 160 mm α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

- Lực ăn khớp từ bộ truyền bánh răng:

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng vừa thì ta chọn vật

liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có HB = 192÷ 240, 𝜎𝑏 = 750 Mpa, 𝜎𝑐ℎ= 450 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15 30 Mpa

4.5 Xác định chiều dài và đường kính các đoạn trục

4.5.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

-Moay ơ bánh đai:

lm11 = (1,2÷1,5)dsb1 = (1,2÷1,5).40 = (48÷60) chọn lm11 = 50 (mm) * Khoảng cách côngxôn trên trục :

- Sử dụng các kí hiệu như sau

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của tiết diện trục, trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

Theo CT 10.14[1] ta có: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn

+ k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ + hn là chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1], ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

- Theo Hình 10.6[1]: ta có sơ đồ tính khoảng cách giữa các gối đỡ:

4.5.2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

𝐹𝑟đ𝑦 = 𝐹𝑟đ 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 734,1 Cos 139,06o = 554,54 N α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

Lực ăn khớp từ bộ truyền bánh răng:

Biểu đồ:

b.Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có dsb1 = 40 (mm), vật liệu chế tạo trục I là thép 45, tôi cải thiện, có 𝜎b ≥ 750 MPa; theo bảng 10 5 [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:[𝜎] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo CT 10.17[I]

Trong đó:[𝜎] là ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt,

Theo CT10.15[I]; CT10.16[I] ta có:

Mi=√𝑀𝑦𝑗2 + 𝑀𝑥𝑗2 ; Mtd =√𝑀𝑗2+ 0,75𝑇𝑗2

Trong đó: Myi ; Mxi mô men uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện i

• Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm D - điểm lắp bánh đai:

- Mô men uốn MxD= MyD = 0

- Mô men xoắn MzD = 𝑇𝐼 = 𝐹𝑡1 𝑑𝑤𝐼

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C – vị trí có lắp bánh răng 1:

- Mô men tương đương trên mặt cắt C: MC =√𝑀𝑦𝐶2 + 𝑀𝑥𝐶2 = 249640,6 (N.mm)

=√𝑀2+ 0,75𝑇2=√249640,62+ 0,75.147882,532 = 280575,05 (N.mm)

- Kích thước của trục tại mặt cắt C:

Đường kính đoạn trục lắp then: dD = 30mm, dC = 35mm Theo bảng 9.1a chọn các thông số then bằng:

Theo tiêu chuẩn, tra bảng (9.1a)

ta chọn được chiều dài then l1 = 40 mm , l2 = 80 mm

* Kiểm nghiệm sức bền dập cho then :

𝛿𝑑 = 2𝑇

𝑑.𝑙𝑡.(ℎ−𝑡1)≤ [𝛿𝑑]

Theo bảng 9.5[I] với vật liệu chế tạo mayơ là thép, lắp cố định và tải trọng va đập êm có [𝛿𝑑] = 150 MPa

-Tại D có 𝛿𝑑 = 2𝑇

𝑑.𝑙𝑡.(ℎ−𝑡1)= 2.150165

30.40.(7−4) = 83,425 < [𝛿𝑑]

Vậy then tại D đảm bảo sức bền dập -Tại C có 𝛿𝑑 = 2𝑇

𝑑.𝑙𝑡.(ℎ−𝑡1)= 2.150165

30.80.(7−4) = 41,71 < [𝛿𝑑]

Vậy then tại C đảm bảo sức bền dập

* Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then :

* 𝜏𝑐 = 2𝑇

𝑑.𝑙𝑡.𝑏 ≤ [𝜏𝑐]

Với tải trọng va đập êm [𝜏𝑐] = 40…60 MPa, Chọn [𝜏𝑐]= 40MPa - Tại tiết diện D có : 𝜏𝐷 = 2𝑇 Vậy then tại C đảm bảo sức bền cắt

Kết luận : Vậy tại 2 tiết diện D và C trên trục I, then đảm bảo độ sức bền cắt và sức bền

dập

4.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Khi xác định đường kính trục theo công thức (ct 10 -7), ta chưa xét tới các ảnh

hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu

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

𝑆𝜎𝑗 𝑆𝜏𝑗- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j theo công thức 10.22 và 10.23 – tài liệu 1

 , - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10.7 [I], với b = 750 MPa, ta có:  = 0,1;  = 0,05

- Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

- a, a, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, Theo CT10.23[I]:

mj = 0, aj = maxj = Tj/Woj (10.24)

Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 [I]

Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục I

Từ biểu đồ momen, ta xác định được mặt cắt nguy hiềm là mặt cắt tại vị B và C Do đó, ta sẽ kiểm nghiệm cho mặt cắt tại vị trí này

• Tại A, từ biểu đồ momen ta có:

Từ công thức 10.15 [I] với:

Kx = 1,1 , với b = 750 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

- Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9[I], Không sử dụng phương pháp tăng bên Ky = 1

 ,  - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 30 (mm), theo bảng 10 10 [I],

ta có : εσ = 0,88 ; ετ = 0,81;

Kσ , Kτ – trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trụccó rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10.12 [I], ta có : Lấy (K/ )max = 2,28; (Kτ /ετ)max = 2,32

Thay các giá trị trên vào (10.25) và (10.26), ta được:

Trong đó: b là chiều rộng rãnh then bằng: b = 12 mm (tính toán phần chọn then) t1 là chiều sâu của rãnh then: t1= 5 mm ( tính toán trong phần chọn then)