ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 5 5, Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép 6, Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 7, Một số thông số khác 8, Tổng hợp thông số... Môn học này không những giú

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI

MỤC LỤC Trang CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 5

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

6, Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

7, Một số thông số khác

8, Tổng hợp thông số

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC 20

4, Chọn then cho trục I và kiểm nghiệm

5, Chọn then cho trục II và kiểm nghiệm

6, Chọn ổ lăn cho trục I và kiểm nghiệm

7, Chọn ổ lăn cho trục II và kiểm nghiệm

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP 52

1, Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

2, Tính toán kết cấu các chi tiết khác

3, Kết cấu bánh răng

4, Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

5, Bảng thống kê lắp ghép và dung sai

Lời nói đầu

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn 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 băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng trụ 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:

- Chi tiết máy tập 1 và 2 của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp

- Tính toán thiết kế hệ thống 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 trong bộ môn, đặc biệt là thầy

Trịnh Đồng Tính đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để chúng em có thể

hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Nhóm sinh viên thực hiện

Sinh viên 1 Sinh viên 2

Tống Công Đức Anh Nguyễn Văn Chuyên

Chương 1 : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

• Dữ liệu ban đầu:

1, Lực kéo băng tải: F = 1660 (N)

Để chọn được động cơ điện phù hợp ta cần xác định các thông số sau:

- Công suất yêu cầu cần có trên trục của động cơ : pyc

- Số vòng quay yêu cầu của động cơ: nyc

1.1.1, Xác định công suất yêu cầu trên trục của động cơ điện:

Công suất yêu cầu trên trục động cơ: pyc= plv

η (kW)

Trong đó: pyc là công suất yêu cầu trên trục của động cơ điện

plv là công suất trên trục bộ phận máy công tác

η là hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống,

Có :

Trong đó : Tra bảng 2.3 trang 19 có:

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηol = 0,99

Hiệu suất khớp nối ηk = 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ ηbr = 0,97

Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,95

pyc = plv

η = 3,65

0,89 = 4,1 (kW)

1.1.2, Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ điện:

Số vòng quay yêu cầu của động cơ điện: nyc = nlv usb

Trong đó: nlv là tốc độ quay của trục của bộ phận làm việc

usb là tỷ số truyền chung của hệ

+) Với băng tải ta có:

nlv = 60000 v

πD = 60000 2,2

π 345 = 121,8 (v/ph)

Trong đó: v là vận tốc băng tải

D là đường kính tang dẫn băng tải

+) usb = ubr uđ = 2,5 4,8 = 12

Trong đó: Tra bảng 2.4 trang 21 có:

uđ là tỷ số truyền của bộ truyền đai (2…3) = 2,5

u𝑏𝑟 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc cấp 1 bánh răng trụ (3…5,5) = 4,8

nyc = nlv usb = 121,8 12 = 1461,6 (v/ph)

Ta chọn nsb = 1500 (v/ph)

1.1.3, Chọn động cơ:

Có pyc = 4,1 (kW) và nsb = 1500 (v/ph) => dựa vào thông số động cơ hãng

VIHEM (Việt Hung) ta chọn được động cơ 3K132S4 với các thông số sau:

Tỷ số truyền chung của hệ: uc = nđc

nlv = 1445

121,8 = 11,86

Phân phối tỷ số truyền: uc = uđ ubr

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ là: ubr = 4,80

Tỷ số truyền của bộ truyền đai là: uđ = 2,47

1.3, Tính các thông số trên các trục

• Công suất trên các trục:

- Trên mỗi trục công tác: plv= F v

- Trục II: pII = plv

η2 = 3,65

0,99 = 3,69 (kW)

Với 𝜂2 là hiệu suất tính từ trục II của hộp giảm tốc đến trục công tác : 𝜂𝐼𝐼 = 𝜂𝑘

do trục II liên kết với trục công tác bằng khớp nối

- Trục I: pI = pII

η1 = 3,69

0,99 0,97 = 3,84 (kW)

Với 𝜂1 là hiệu suất tính từ trục I đến trục II của hộp giảm tốc: 𝜂1 = 𝜂𝑜𝑙 𝜂𝑏𝑟

𝜂𝑏𝑟 là hiệu suất của bộ truyền giữa trục I và trục II

𝜂𝑜𝑙 là hiệu suất cặp ổ trục II

- Trục động cơ: p′đc = pI

η0 = 3,84

0,99 0,95 = 4,08 (kW)

Với 𝜂0 là hiệu suất tính từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc, 𝜂0= 𝜂đ 𝜂𝑜𝑙

vì trục động cơ liên kết với trục I bằng bộ truyền đai

• Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục của động cơ:

- Momen xoắn trên trục II:

Chương 2: Tính toán bộ truyền đai thang Thông số ban đầu:

2.1.1, Chọn tiết diện đai:

+) Chọn đai: Đai thang thường

+) Chọn tiết diện: Với P1= 4,08(kW) và n1= 1445(vg/ph) thì chọn đai tiết diện A

Chọn đường kính nhỏ 𝑑1 = 125 (mm) trong khoảng (100 – 200) mm

4 a

= 2 347 + 0,5 π (125+315) + (315−125)2

4 347

= 1411,16 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn chọn L = 1400 (mm)

+) Số vòng chạy của đai trong 1 giây: i = v

L = 9,46

1,4 = 6,76 thỏa mãn < imax =10 +) Nghiệm lại khoảng cách trục: a =λ + √λ2−8 ∆2

• Với 𝛼1 = 148° nội suy ra Cα = 0,914

• Với L0 = 1700 (theo tiết diện A) , L = 1400 thì tỷ số L

L0 =0,82 nội suy được C1 = 0,955

• Với u1 = 2,47 nội suy ra Cu= 1,137

• Với v = 9,46 (m/s) và d1 = 125 (mm) tra bảng và nội suy ra [P0] =

Với t = 15, e = 10 (theo tiết diện A) → B = (2 – 1) 15 + 2 10 = 35 (mm)

+) Đường kính ngoài: da= d1 + 2.h0 với h0 = 3,3 (theo tiết diện A)

→ da = 125 + 2 3,3 = 131,6 (mm)

2.2, Xác định lực ban đầu và lực tác dụng lên trục

+) Lực căng ban đầu: F0 = 780 P1 Kđ

Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số ban đầu:

Hướng nghiêng răng bánh dẫn

(răng thẳng/nghiêng trái/nghiêng phải)

- Nghiêng phải

Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc SH - 1,10 – 1,15

+) Ứng suất uốn cho phép:

+) NHO, NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

NHO = 30 HHB2,4

NFO = 4 106

→ NHO1 = 30 HHB12,4 = 30.2002,4 = 107(MPa)

NHO2 = 30 HHB22,4 = 30.1802,4 = 7,76 106(MPa)

NFO1 = NFO2 = 4.106 (MPa)

+) NHE, NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE = NFE = 60c.n.t∑ , trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

n - Vận tốc vòng của bánh răng

t∑ - tổng số thời gian làm việc của bánh răng

NHE1 = NFE1= 60.c n1 tΣ = 60 1 585 19500 = 6,84.108

NHE2 = NFE2 = 60.c n2 tΣ = 60.1.122.19500 = 1,42 108

Ta có: NHE1 > NHO1 => lấy NHE1 = NHO1 => KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 => lấy NHE2 = NHO2 => KHL2 = 1

NFE1 > NFO1 => lấy NFE1 = NFO1 => KFL1 = 1

NFE2 > NFO2 => lấy NFE2 = NFO2 => KFL2 = 1

→ [σH1] = σH lim1

0

SH1 ZR ZV KxH KHL1 =

4701,1 1.1 = 427,27 (MPa)

[σH2] = σH lim2

0

SH2 ZR ZV KxH KHL2 =

4301,1 1.1 = 390,91 (MPa)

[σF1] = σF lim1

0

SF1 YR YS KxF KFL1 =

3601,75 1.1 = 205,71 (MPa)

[σF2] = σF lim2

0

SF2 Y YS KxF KFL2 =

3241,75 1.1 = 185,14 (MPa)

Do đây là bánh răng trụ nghiêng:

[σH] = [σH1 ] + [σH2]

2 = 427,27+390,91

2 = 409,09 (MPa) +) Ứng suất cho phép khi quá tải:

→Bánh răng có CCX = 9, nội suy ra KHϑ= 1,024

+) Kiểm nghiệm ứng suất:

σH = ZM ZH Zε √2 T1 KH (ut+ 1)

bw ut dw12Trong đó: [σH] = [σH] ZR ZV KxH = 409,09.1.0,95.1 = 388,64

[σH] 100% = 388,64−376,37

388,64 100% = 3,16% < 10% (t/m)

3.1.6, Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Chương 4: Thiết kế trục 4.1, Chọn khớp nối

Thông số đầu vào: momen T = T2 = 288848 N.mm

+) Mômen xoắn tính toán Tt = k.T = 1,2 288848 = 346618 N.mm

Tra bảng với điều kiện: {Tt = 346618 ≤ Tkncf

• Kiểm nghiệm khớp nối:

a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

, trong đó:

[σd] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [σd] = (2 − 4)MPa

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

c Lực tác dụng lên trục:

Fkn = [0,1 – 0,3] Ft với Ft = 2.T/D0 = 2.288848/130 = 4443,82

Chọn Fkn = 0,2 Ft = 0,2 4443,82 = 888,76 (N)

Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi:

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền Tkncf 500 N.m

Đường kính lớn nhất của trục nối dkncf 40 mm

4.2.3, Tính sơ bộ đường kính trục:

Với trục I: dsb1 = 3√62687/0,2.15 = 27,54 mm Chọn dsb1 = 30 mm

Với trục II: dsb2 = 3√288848/0,2.25 = 38,66 mm Chọn dsb2 = 40mm

4.2.4, Xác định khoảng cách các gối đỡ và các diểm đặt lực:

- Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng với dsb1 = 30mm và dsb2 = 40mm, ta được: {b01 = 19 mm

b02 = 23 mm

- Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục

+) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 mm

+) Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm

+) Khe hở giữa các đoạn chi tiết quay và đầu vít: k3 = 15mm

+) Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20mm

• Chiều dài các đoạn của trục I:

+) Chiều dài moay ơ của bánh răng: lm13 = (1,2…1,5) d1 = (1,2…1,5).30 =

+) Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến bánh răng: l13 = 57 mm

• Chiều dài các đoạn của trục II:

+) Chiều dài moay ơ của bánh răng: lm23 = (1,2…1,5) d2 = (1,2…1,5).40 =

- Tính mô men tương đương:

Momen tổng,momen uốn tương đương:

Sơ đồ đường kính tại các tiết diện của trục I:

4.3.1.1, Chọn và kiểm nghiệm then:

a Chọn then

• Trên trục I then được lắp tại bánh răng và bánh đai

• Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d13 = 28 mm

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {

b = 8 mm

h = 7 mm

t1 = 4 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) lm13=(0,8 ÷ 0,9) 44 = 35,2 ÷ 39,6mm

Ta chọn lt3 = 36 mm

• Then lắp trên trục vị trí lắp bánh đai: d12 = 24 mm

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {

τc = 2T1

d13lt3b=

2.6268728.36.8 = 15,54 Mpa < [τc] = 40 MPa Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp bánh đai

{

σd = 2T1

d12lt2(h − t1) =

2.6268724.32 (7 − 4)= 54,42 MPa < [σd] = 150 MPa

τc = 2T1

d12lt2b=

2.6268724.32.8 = 20,41 MPa < [τc] = 40 MPa

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

- 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 điều kiện:

sj = sσj sτj

√sσj2 + sτj2

≥ [s]

trong đó :  s - hệ số an toàn cho phép, thông thường  s = 1,5… 2,5 (khi cần tăng

độ cứng  s = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

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

ѱσ, ѱτ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

trong đó : 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 trang 197 - “ Tính toán thiết

kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, lấy Kx = 1,09

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 bề mặt, do đó Ky = 1

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

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

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:

σmj = 0

τaj = τmj = Tj

2W0j =

626872.3067,96 = 10,22

Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6

sτj = τ−1

Kτdjτaj+ ѱττmj =

189,661,9.10,22 + 0,05.10,22= 9,52

τaj = τmj = Tj

2W0j =

626872.2447,67 = 12,81

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 B

10.11 [1]

198 với kiểu lắp k6 ảnh hưởng của độ dôi:

Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6 Tra

sτj = τ−1

Kτdjτaj + ѱττmj =

189,662,26.7,87 + 0,05.7,87= 10,43

4.3.1.2, Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn cho trục I:

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

a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

• Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]

Cd = Q √Lm Trong đó:

✓ m – bậc của đường cong mỏi: m = 3

Trong đó:

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

kt− Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1

kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng B

11.3[1]

Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có:

Với Fa0

V Fr0 =

1645,221.2419,44 = 0,68 = e

=> Cd = Q √Lm = 2419,44√684,45

2

3

= 16,9 kN < C = 21,1 Kn

=> thỏa mãn khả năng tải động

b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

• Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ 1 dãy ta được:

Qt1 = X0 Fr1 + Y0 Fa1 = 0,5.939,6 + 0,37.2095,51 = 1245,14 N

• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt = max(Qt0, Qt1) = 2419,44 N = 2,42 kN < C0 = 14,9 kN

⇒ thỏa mãn khả năng tải tĩnh

4.3.2, Tính toán chi tiết cụm trục II:

Biểu đồ mômen:

Biểu đồ momen:

Từ các biểu đồ momen uốn Mx và My ở trên, ta thấy được momen uốn lớn nhất gây nguy hiểm cho trục II là momen My = 99089 (N.mm) tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng trong trường hợp Fkn hướng ngược chiều Do đó, khi tính toán độ bền của trục ta sẽ lấy thông số của trong trường hợp Fkn hướng ngược chiều

- Tính mô men tương đương

Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj , Mtdj ứng với các tiết diện j được tính theo công thức:

- Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ

dj = √ Mtdj

0,1 [σ]

3

với [σ] = 50 MPa +) d20 = 0

Chọn vai trục có đường kính: dvai = 45 mm

- Sơ đồ trục II tại các tiết diện:

- Kiểm nghiệm then:

Với vật liệu moay ơ làm bằng thép, va đập nhẹ nên ta chọn [σd] = 150MPa,

[τc] = 40 MPa

• Tại tiết diện lắp bánh răng (2-1):

+) Chiều dài then: lt= (0,8…0,9) lm23 = (0,8…0,9).50 = 40…45 mm

τc = 2.T

d.lt.b = 2.288848

42.45.12 = 25,47 MPa < [τc] = 40 MPa

⇨ thỏa mãn điều kiện bền

• Tại tiết diện lắp khớp nối (2-3):

+) Chiều dài then: lt= (0,8…0,9) lm22 = (0,8…0,9).60 = 48…54 mm

- Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục II:

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

+) σ−1 và τ−1 là giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn theo chu kỳ đối xứng

{σ−1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6

τ−1 = 0,58 σ−1 = 0,58.261,6 = 151,73+){ψσ = 0,05

Ky = 1 vì không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt

• Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng (2-1):

⇨ Thỏa mãn điều kiện bền mỏi

• Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối (2-3):

4.3.2.2, Chọn ổ lăn cho trục II:

- Phản lực hướng tâm lên các ổ

+) Phản lực hướng tâm tác dụng lên tiết diện ổ lăn (2-0):

Fr20 = √X12 + Y12 = √(−1738,41)2+ 945,582 = 1978,94 (N)

+) Phản lực hướng tâm tác dụng lên tiết diện ổ lăn (2-2):

Chọn theo khả năng tải động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn: d20 = d22 = 40 mm

Tra bảng tr 264, trong điều kiện làm việc va đập nhẹ nên dùng loại ổ cỡ nhẹ hẹp, ta

chọn được loại ổ bi đỡ - chặn có kí hiệu 46208 với các thông số sau:

+) Xét Fa1

V Fr22 = 1429,71

1 365,16 = 3,92 > e Tra bảng tr 216 ta chọn được: X1 = 0,37 ; Y1 = 0,66

- Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn

- Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

⇨ Thỏa mãn khả năng tải động

- Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh