đồ án cơ sở thiết kế máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải đề 1 động cơ bộ truyền đai bộ truyền bánh răng trụ nghiêng khớp nối băng tải

Đồ án cơ sở thiết kế máyThiết kế hệ thống dẫn động băng tảiĐề 1: Động cơ – Bộ truyền đai – Bộ truyền bánh răng trụ nghiêng – Khớp nối – Băng tảiSố liệu thiết kế... CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC THỦY LỢI 

ĐỒ ÁN

CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Giảng viên hướng dẫn : Sinh viên thực hiện :

tháng năm

Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đề 1: Động cơ – Bộ truyền đai – Bộ truyền bánh răng trụ nghiêng – Khớp nối – Băng tải

Số liệu thiết kế

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Chọn động cơ

Bước 1: Xác định công suất làm việc

Hệ thống tải trọng không đổi :



1250 1.6

2

lv

F v

Trong đó:

Plv: Công suất trên trục công tác (kW)

F: Lực kéo băng tải (N)

v : Vận tốc băng tải (m/s)

Bước 2: Xác định hiệu suất hệ dẫn động

Hiệu suất hệ thống được tính bằng tích các bộ phận tham gia vào hệ thống:

Tra bảng 2.3 trang 18 tài liệu tham khảo 1

Trong đó:

= 0.96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

=0.95 : Hiệu suất bộ truyền đai

=0.99: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

m=3: số cặp ổ lăn

=1: Hiệu suất nối trục

k=1 : Số khớp nối trục

Bước 3: Xác định công suất động cơ

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct = Plv/η = 2/0.88 = 2.27 (kW)

Trong đó:

Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

η: Hiệu suất hệ dẫn động

Bước 4: Xác định số vòng quay trên trục công tác

Hệ dẫn động băng tải:

v: Vận tốc băng tải

D: Đường kính tang băng tải

Bước 5: Chọn tỉ số truyền sơ bộ

Bảng tra 2.4 trang 21 tài liệu tham khảo 1

Trong đó:

uđ =2.8: Tỉ số truyền bộ truyền đai thường

ubr = 4.1: Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp

Bước 6: Xác định số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

nsb = nlv × usb = 80.42 × 11.48 = 923.22 (vòng/phút)

Bước 7:

Bước 7: Chọn động cơ

Chọn động cơ thỏa mãn yêu cầu:

nđc ≈ nsb

Pđc ≥ Pct

Tra bảng P1.3 phụ lục tài liệu tham khảo 1 trang 237, ta chọn được động cơ Kiểu động cơ: 4A112MA6Y3

nđc = 945 vòng/phút

Pđc = 3 kW

2 Phân phối tỉ số truyền

Bước 1: Xác định tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động

nđc : Số vòng quay động cơ đã chọn

nlv : Số vòng quay trên trục công tác

Bước 2: Phân phối tỉ số truyền

ut = u uđ × br

3 Tính các thông số trên trục

Bước 1: Xác định công suất trên các trục

- Trục 2:

(kW)

Plv : Công suất trên trục công tác

ηol : Hiệu suất trên ổ lăn

ηk : Hiệu suất nối trục

- Trục 1:

(kW)

P2 : Công suất trên trục 2

ηol : Hiệu suất trên ổ lăn

ηbr : Hiệu suất bộ truyền bánh răng

- Trục động cơ

( kW)

ηđ : Hiệu suất bộ truyền bánh răng

Bước 2: Xác định số vòng quay trên các trục

- Trục động cơ : n = 945 vòng/phútđc

- Trục 1:

(vòng/phút)

- Trục 2:

(vòng/phút)

- Trục công tác:

nlv = 2 n =80.46 (vòng/phút)

Bước 3: Xác định mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên các trục được xác định bằng công thức :

(Nmm) Trong đó:

Ti : Mômen xoắn trên các trục (Nmm)

Pi : Công suất trên các trục (kW)

Ni : Số vòng quay trên các trục (vòng/phút)

4 Lập bảng thông số tính toán động học

Trục

CHƯƠNG 2: PHƯƠNG PHÁP TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

CÁC BỘ PHẬN TRUYỀN CƠ KHÍ

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

1 Chọn loại đai và thiết diện đai

Tra đồ thị hình 4.1 trang 59 tài liệu tham khảo 1, ta chọn được loại thang A

Tra bảng 4.13 trang 59 tài liệu tham khảo 1

Bước 2: Kiểm tra vận tốc đai

Vận tốc đai

v=π × d1×n1

d2 =d1× u

125×2.37

ϵ=0.01: Hệ số trượt

Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu tham khảo 1, chọn đường kính d tiêu chuẩn là 315mm2

Bước 4: Xác định tỉ số truyền thực tế

u t= d2

d1× (1−ϵ)=

315

125×(1− 0.01 )=2.54

Bước 5: Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền

∆ u=|u t −u

u |× 100 %=2.68 %<4 %

3 Xác định khoảng cách trục a

Tra bảng 4.14 trang 59 tài liệu tham khảo 1

Tỉ số truyền u =2.54 nên ta có thể chọn a/d =1t 2

Bước 2: Tính chọn chiều dài đai L

L =2 a sb +π × d1+d2

2 +(d1+d2)2

4a sb

¿ 2×315 + π ×125 315+

2 +(125 315+ )

2

4× 315 =1474.80(mm)

Tra bảng 4.13 trang 59 tài liệu tham khảo 1, chọn được chiều dài đai tiêu chuẩn là 1500mm

Bước 3: Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1s

i=v

L= 2.37

1500×10−3=1.58(vòng/s )

i < i = 10 ( vòng/s) => Thỏa mãnmax

Bước 4: Tính chính xác khoảng cách trục a

λ =L−π × d1+ d2

∆=d2−d1

a=λ+√λ2 Δ

Bước 5: Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ

α1 =180−57(d2−d1)

4 Xác định số đai

Z= P1× K đ

[P0]×C α × C L ×C u × C Z

0.78× 0.311 0.5 1.135 × × × 0.95=¿2.935 Chọn số đai là Z = 3 đai

Kđ = 1.3: Hệ số tải trọng động (bảng 4.7 trang 55)

[P0] = 0.78: Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62)

Cα = 0.92: Hệ số ảnh hưởng góc ôm

Tỉ số L L

0

Trong đó: L = 1500(mm): Chiều dài đai

L = 1700(mm): Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm (tra bảng 4.19)0

Tra bảng 4.16 trang 61, chọn được C = 0.5: Hệ số ảnh hưởng chiều dài đaiL

Cu = 1.135: Hệ số ảnh hưởng tỉ số truyền ( bảng 4.17)

CZ = 0.95: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên dây đai (bảng 4.18)

5 Xác định các thông số cơ bản của đai

Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu tham khảo 1, ta được:

h0 = 3.3 mm

t = 15 mm

e = 10 mm

H = 12.5 mm

φ = 36o

Chiều rộng bánh đai:

B=(Z−1)×t+2 =50(e mm)

Đường kính ngoài của bánh đai:

d a 1 =d1+2 h0=125+2× 3.3=131.6 (mm)

d a 2 =d2+2 h0=315+2 ×3.3= 321.6 (mm)

Đường kính đáy bánh đai:

d f 1 =d a 1 −2 H=131.6−2 ×12.5 106.6= (mm)

d f 2 =d a 2 −2 H=321.6−2 ×12.5 296.6= (mm)

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

Lực căng đai:

F v =q m × v2

Trong đó q là khối lượng 1m đai m

Tra bảng 4.22 trang 64 tài liệu tham khảo 1, q = 0.105 kg/mm

Lực căng ban đầu:

F0 =780× P1× K đ

v ×C ∝ × Z + F v=780× 2.24 ×1.3

2.37×0.92 ×3+0.59 347.83 = (N) Lực tác dụng lên trục bánh đai:

F r =2 F0Zsin(α1

2)=2×347.83 × × sin3 (152.44

7 Tổng hợp thông số bộ truyền đai

Tiết diện đai

Tính toán bộ truyền bánh răng

1 Chọn vật liệu bánh răng

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn được vật liệu cho bánh răng như sau:

Theo bảng 6.1 trang 91[1]

+ Bánh nhỏ thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241 285 có σ b 1 =850 MPa, σ ch1 =580 MPa

+ Bánh nhỏ thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB192 240 có σ b 2 =750 MPa, σ ch2 =450 MPa

2 Xác định ứng suất sơ bộ cho phép

Theo bảng 6.2 trang 91[1]

Ứng suất cho phép

σ Hlim

0

=2 HB +70 ;S H =1,1; σ Flim

0

Khi đó ta được:

σ Hlim1

0

=2 HB1 +70 2.245 70 560 = + = (MPa)

σ Flim1

0

σ Hlim2

0

=2 HB2 +70 2.230 70 530 = + = (MPa)

σ Flim2

0

Số chu kỳ chịu tải

N FE1=N HE1=60 c n1t Ʃ =60 ×1 ×362.07 ×33600 729933120=

N FE2=N HE2=60 c n2t Ʃ =60 × ×1 80.47×33600=162227520

Trong đó c , n ,t Ʃ lần lượt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, vận tốc vòng, tổng thời gian làm việc của bánh răng

Số chu kỳ thay đổi ứng suất

N HO1=30 HB1

=30 245 =16259974.39

N HO2=30 HB2

=30 230 =13972305.13

Hệ số tuổi thọ

Do N HE1> N HO1=¿K HL1=1

N HE

2>N HO2 =¿K HL

2 =1

N FE2>N F0=¿K FL1=K FL2=1

Ứng suất cho phép:

[σ H1]=σ Hlim1

0

K HL1

S H =560×1

[σ H2]=σ Hlim2

0

K HL2

S H

[σ F1]=σ Flim1

0

K FL

1 K FC

1

S F

[σ F

2]=σ Flim 2

0

K FL

2 K FC

2

S F =414×1.1

[σ H]=min([σ H1],[σ H2])=481.82( MPa)

Trong đó

σ Hlim

o

, σ Flim

o : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc và giới hạn bền mỏi uốn (tra bảng 6.2 trang 92[1])

SH, S : Hệ số an toàn khi tiếp xúc uốn (tra bảng 6.2[1])F

KFC: Hệ số xét ảnh hưởng đặt tải K = 1 khi đặt tải 1 phíaFC

KHL, K : hệ số tuổi thọFL

NHO, N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sởFO

N NHE, FE: Số chu kỳ chịu tải

3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

a ω =K a(u+1)3

√ T1 K Hβ

[σ H]sb

2

.u ψ ba

a ω¿ 49,5×(4.5 1 + )×3

481.82 2

× 4,5 ×0,5 =132.43 (mm) Lấy α = 132 mmω

Trong đó:

Kα = 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng ( bảng 6.5 trang 96[1]) u=4.5: Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

[σ H]sb

2

= 481.82 MPa : Ứng suất tiếp xúc cho phép

ψ ba = 0.5: Hệ số chiều rộng vành răng ( tra bảng 6.6 trang 97[1])

ψ bb =0.53 ψ ba(u+1)=0.53 × 0.5×(4.5 1 + )=1.45

Tra bảng 6.7 trang 98[1] với ψ bb=1.45

KHβ=1.07: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

4 Xác định các thông số ăn khớp

Bước 1: Tính modun m

m =0.01 α ω =0.02 ×132.43 2.65=

Tra bảng 6.8, chọn m = 2.5

Bước 2: Xác định số răng

Z1 =2α ω cosβ

2×132 ×cos 10

2.5×(4.5 1 + )=18.91

Chọn Z =19 răng1

Z2 = uZ = 4.5×19 = 85.5 => chọn Z = 86 răng1 2

Tỉ số truyền thực tế

u t=Z2

Z1

Kiểm tra sai lệch

∆ u=|u t−u

u |× 100 %=|4.53 − 4.5

4.5 |× 100 % 0.58= % < 4% => thỏa mãn

Bước 3: Xác định góc nghiêng của răng

cosβ =m¿ ¿ => β=7.65o

α t =α tω=arctan(tanα

cosβ)=arctan(tan 20

0.99)=20.18o

Góc nghiêng răng trên trục cơ sở

β b=arctan(cosα t tanβ)=arctan ¿7.65)=7.2o

5 Xác định chính xác ứng suất cho phép

Bước 1: Xác định vận tốc vòng của bánh răng

Đường kính vòng lăn

d ω 1=2a ω

u t+1=

d ω 2 =2 a ω−d ω 1 =2 ×132 48.16 216.70− = (mm)

v=π d ω 1 n1

Bước 2: Xác định ứng suất cho phép

[σ H]=[σ H]sb Z R Z v K xH =481.82 ×0.9 ×1 ×1=433.64(MPa)

[σ F]=[σ F]sb Y R Y v K xF= 260.23×1 ×0.98 ×1 255.03= (MPa)

Trong đó:

[σ H]sb, [σ F]sb: Ứng suất cho phép sơ bộ

ZR =0.9: Hệ số xét đến độ ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc (trang 91[1])

Zv =1: Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng

KxH = 1: Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng (trang 91[1])

YR = 1: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng (trang 92[1])

YS = 0.98: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập chung ứng suất (trang 92[1])

KxF = 1: Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn (trang 92[1])

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

a Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Bước 1: Xác định hệ số cơ tính vật liệu

Tra bảng 6.5[1], Z = 274M

Bước 2: Xác định hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H=√ 2 cosβ b

sin(2 α tω)=√ 2 cos 7.2

sin(2× 20.18)=1.75

b ω =ψ ba a ω =0.5 ×132 66 = (mm)

ε α : Hệ số trùng khớp ngang

ε α=[1.88 3.2 − (1 /z1+1/ z2 )]cosβ=[1.88 3.2 − (1

19 +1

86)cos 10]=1.68

ε β : Hệ số trùng khớp dọc

ε β=b ω sinβ

mπ =66× sin10

Z ε=√1

ε α

Bước 5 Xác định hệ số tải trọng

K H =K K K Hβ Hα Hv =1.07 ×1.13×1.01 = 1.22

Trong đó:

K Hβ = 1.07: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K Hα = 1.13: Hệ số sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Bảng 6.14[1]

K Hv=1.01: Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ( phụ lục 2.3[1])

Kiểm tra độ bền uốn tiếp xúc

σ H =Z M Z H Z ε√2T1K H (u t+1)

b ω u t d w 12 =274 ×1.75 ×0.77 ×√2×56181.13 ×1.22 ×(4.53+1)

66× 4.53 ×48.162 =396.03

Bước 6 So sánh giá trị σ Hvà [σ H]

σ H = 396.03 MPa < [σ H] = 433.64

Kiểm tra [σ H]−σ H

[σ H] ×100 %=

433.64 − 396.03

b Kiểm nghiệm độ bền uốn

Bước 1: Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F =K K K Fα Fβ Fv =1.37 ×1.19 ×1.01 1.65=

K Fα = 1.37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn (bảng 6.14[1])

K Fβ = 1.19: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7[1])

K Fv = 1.01: Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

(phụ lục 2.3[1])

Bước 2 Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y ϵ=1

ε α= 1

Bước 3: Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y β=1− β

Bước 4: Xác định hệ số dạng răng

Số răng tương đương

Z v1= Z1

cos 3

β= 19

cos310 =19.89

Z v 2= Z2

cos 3

β= 86

cos 3

Tra bảng 6.18[1] ta được Y = 3.11, Y = 3.47F1 F2

Kiểm nghiệm độ bền uốn

σ F 1=2T1K F Y ϵ Y β Y F 1

b d ω ω 1 m =2×56181.13×1.65×0.6× 0.93 3.11 ×

66× 48.16× 2.5 =24.53 MPa

σ F 1 < [σ F 1] => thỏa mãn

σ F 2=σ F 1Y F 2

Y F 1=24.53×3.47

σ F 2 < [σ F 2] => thỏa mãn

7 Xác định các thông số khác của bộ truyền

Đường kính đỉnh răng

d a 1 =d1+2 m=48.16+2 ×2.5 53.16= (mm)

d a 2 =d2+2 m=216.70+2 ×2.5 221.70= (mm)

Đường kính đáy răng

d f 1 =d1−2 m=48.16−2 ×2.5 43.16= (mm)

d f 2 =d2−2 m=216.70−2× 2.5 211.70= (mm)

Lực vòng

F t 1 =F t 2=2T1

d ω1

=2×56181.13

Lực hướng tâm

F r 1 =F r 2=F t 1 tg α tw

Lực dọc trục

F a 1 =F a2¿F t 1 tanβ =2333.10× tan 10=411.4 (N )

8 Tổng hợp thông số bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

Lực ăn khớp