KHOA CƠ KHÍĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Giảng viên hướng dẫn: ThS... Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây làthiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộ
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất động cơ.
- Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác:
- Do tải trọng không thay đổi nên P t=P lv = 4,01 (kW).
- Hiệu suất truyền động: ɳ ɳol
3.ɳđ.ɳ br ɳ kn =0,99 3 0,95.0,96 0,99=0,87. Trong đó:
+ɳol– hiệu suất một cặp ổ lăn:ɳol = 0,99.
+ ɳđ – hiệu suất bộ truyền đai: ɳđ = 0,95.
+ɳ br – hiệu suất bộ truyền bánh răng: ɳ br = 0,96.
+ɳ kn – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: ɳ kn = 0,99.
(Trị số của hiệu suất được tra theo bảng 2.3[1]).
- Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ.
- Xác định số vòng quay của động cơ.
+ Vận tốc của băng tải: v = 1,36 (m/s).
+ Đường kính tang quay băng tải 220 mm. n lv `000 v π.D =60000.1,36 π 220 =¿118,06 (vòng/phút).
+ Tỉ số truyền của bộ truyền trong: u br = 4.
+ Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: uđ = 3.
U sb =u u br đ =4.3 12= n sb =n lv U sb 8,06.12 1416,7= (vòng/phút).
Tra bảng P.1.3 ta có động cơ điện.
Kiểu động cơ Pđc (kW) Nđc (vòng/phút)
Lập bảng thông số kỹ thuật
1.2.1 Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động theo công thức 3.23/48[1].
Với: N đc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút). nlv– số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút).
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (Ut¿ cho các bộ truyền theo công thức 3.24[1] ta có:
- Có Uhgt = ubr = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp).
- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: u đ = Ut ubr
4 =3,01 1.2.3 Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục.
- Công suất trục III: PIII=Plv=4.01(kW)
- Công suất trục II: P II = Plv ɳol.ɳkn
- Công suất trục I: P I = P II ɳol.ɳbr
- Công suất thực của động cơ: P đc = PI ɳol.ɳđ
- Số vòng quay trục I: n I =N đc uđ
- Số vòng quay trục II: n II =nI ubr
- Số vòng quay trục làm việc: nlv=nII8,35 (vòng/phút).
* Mômen xoắn trên các trục: Ti=9,55.10 6 Pi ni
- Mômen xoắn thực trên động cơ: T đc =9,55 10 6 Pđc n đc =9,55.10 4,57 6
- Mômen xoắn trên trục I: T I =9,55 10 6 PI nI
- Mômen xoắn trên trục II: TII=9,55.10 6 PII n II =9,55 10 6 4,09
- Mômen xoắn trên trục làm việc: T lv =9,55 10 6 Plv n lv =9,55.10 4,01 6
- Ta có bảng thông số kỹ thuật:
Thông số/Trục Động cơ I II Làm việc
Số vòng quay n(vòng/phút) 1425 473,42 118,35 118,35
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn tiết diện đai
- Thông số đầu vào bộ truyền ngoài: P đc=4,57 (kW).
- Chọn tiết diện đai hình thang loại: A
Chọn đường kính đai
- Đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 140 (mm) (bảng 4.13/59[1]).
→ Thỏa mãn điều kiện: v < v max
- Đường kính bánh đai: d 2 =u đ d 1 (1 – ε) = 3,01.140.(1 – 0,02) = 412,97 (mm).
- Tính toán tỉ số truyền thực tế: u tt = d 2 d 1 (1 –ε)= 400
- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
- Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục.
- Theo bảng 4.13/59[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: L = 1600 (mm).
- Kiểm tra số vòng chạy: i = v
Xác định chính xác khoảng cách trục
- Góc ôm trên bánh đai nhỏ: α 1 0 °−57 °.(d 2−d 1 ) a 0 °−57 °.(400 140− )
Xác định số đai
+ P 1=4,57: công suất trên trục bánh đai chủ động (kW).
+ [P 0¿: công suất cho phép từ bảng 4.19[1] Trang 62 bằng nội suy chọn [P¿ ¿0]=2.20¿ (kW).
+ K đ : hệ số tải trọng động từ bảng 4.7 Trang 55 và số ca làm việc là 3 => Kđ=1,3. + C α : hệ số ảnh hưởng của góc ôm α 1 với α17,88 ° tra bảng 4.15[1] => Cα=0,89. + Cu: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền 4.17[1] Trang 61 => Cu=1,14.
+ CL=1: hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai từ bảng 4.17[1](T61) với L L
+ Cz: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai, do P 1
* Từ các thông số đã chọn thay vào công thức tính z, ta được: z = 2,20.0,89.1 1,14 0,954,57.1,3 =2,8.
Xác định các thông số cơ bản của bánh đai
- Tra bảng 4.21[1] trang 63 được: h 0 =3,3 (mm). t = 15 (mm). e = 10 (mm).
- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:
- Đường kính ngoài của bánh đai. da 1=d1+2 h00+2.3,36,6 (mm). d a 2 =d 2 +2 h 0 @0+2.3,3 406,6= (mm).
- Đường kính đáy bánh đai. d f 1 =d a 1 −2 H6,6−2.12,51,6 (mm). d f 2 =d a 2 −2 H@6,6 2.12,5 381,6− = (mm).
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên các trục
- Lực căng đai: Fv=qm.v 2 =0,105 10,44 2 ,44 (N).
Trong đó q m = 0,105 (kg/m): khối lượng 1m chiều dài đai, bảng 4.22[1].
- Lực tác dụng lên trục bánh đai.
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
Chọn vật liệu bánh răng
- Vật liệu bánh răng lớn.
+ Giới hạn chảy: σch2= 450 (MPa).
- Vật liệu bánh răng nhỏ.
+ Giới hạn chảy: σch1 = 580 (MPa).
Xác định ứng suất sơ bộ cho phép
Trong đó chọn sơ bộ: { Z Y R R Z Y V S K K xH xF =1 =1.
SH,SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
- Bánh răng bị động: S H 2 =1,1 →S F2 =1,75. σ H lim ¿ 0 ¿, σ F lim ¿ 0 - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.¿ ¿ ⇒
- Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài bộ truyền bánh răng côn
K R – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng: Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép ⇒K RP( MPa) 1 /3
T1 – Mômen xoắn trên trục chủ động: T 1 741,16(N.mm).
[ σ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ H ] H1,82 ( MPa ) u – Tỉ số truyền: u = 4.
K be – Hệ số chiều rộng vành răng: chọn sơ bộ K be=0,25.
K Hβ ,K Fβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên hiều rộng vành răng khi tính về ứng xuất tiếp xúc và uốn: tra bảng 6.21 trang 133[1] với: tra bảng 6.21 với sơ đồ 1 trục lắp trên ổ đũa HB < 350 ⇒K Hβ=1,13.
Xác định các thông số ăn khớp
3.4.1 Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bìnhmte,mtm.
- Đường kính vòng chia ngoài: de 1= 2 Re
Tra bảng 6.22 trang 114[1] với de 1,56(mm) và tỉ số truyền u = 4 ta được số răng
Ta có: với HB < 350 ⇒Z 1=1,6 Z 1 p =1,6.17',2. d m 1 =¿.K be ¿.d e 1 =(1−0,5.0,25).82,56 72,24= (mm). m tm =d m 1
Tra bảng 6.8 chọn me tiêu chuẩn: m te =3(mm). m tm =m te ¿.K be ¿=3.(1 0,5.0,25− )=2,63(mm).
- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền.
- Góc côn chia. δ 1 =arctg( ZZ 1 2 ) =arctg (10827 ) °. δ 2 °−δ 1 °−14 °v °.
- Đường kính trung bình. dm1=m tm Z 1 =2,63.27 71,01= (mm). d m 2 =m tm Z 2 =2,63.108 284,04= (mm).
2.√27 108 166,98 2 + 2 = (mm). 3.4.2 Xác định chính xác ứng suất cho phép.
- Vận tốc vòng của bánh răng: v = π d m1 n 1
→ [σF1¿%2 MPa, tương tự như thế ta được [σF 2¿#6,57 MPa.
3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
3.5.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Do bánh răng làm việc trong điều kiện bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ
=> kiểm nghiệm bánh răng theo độ bền uốn. σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T 0,85 b.u 1 K H √ t d u t m 1 2 +1 2 ≤ [ σ H ]
[ σ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Z M – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng 6.5 Trang 96[1].
ZH – Hệ số kể đến hình dạng hình học của bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12 Trang 106[1] với x 1+¿x 2 = 0 và β = 0° ta được: Z H=1,76.
Z ε – Hệ số trùng khớp của răng:
Z ε =√ 4−ε 3 α ,Với: ε α – Hệ số trùng khớp ngang: εα≈ 1,88 3,2.− (Z1 1
- Chiều rộng vành răng. b = K be R e =0,25.166,98 41,74=
KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
Với v = 1,76 (m/s), chọn cấp chính xác 8.
⇒ Vậy vật liệu làm răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.
3.5.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn. σ F =2.T1 KF.Yε.Yβ.YF 1
Với v = 1,76 (m/s) tra bảng 6.14 trang 107[1] cấp chính xác 8 ⇒ ⇒K Fα=1,22.
Với v = 1,76 (m/s), chọn cấp chính xác 8.
⇒ Vậy vật liệu làm răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn.
Xác định các thông số khác
- Đường kính vòng chia ngoài. de 1=mte.Z1=3.27 81= (mm). de 2=mte.Z2=3.108 324= (mm).
- Chiều cao đầu răng ngoài. h ae1 =(h¿¿te+x 1 cosβ).m te = (cosβ+0,33 cosβ).3=3,99¿ (mm). h ae2 =(h¿¿te+x 2 cosβ).m te = (cosβ−0,33.cosβ).3=2,01¿ (mm).
- Chiều cao chân răng ngoài. h fe1 =h e −h ae1 =2,2 m te −3,99=2,61 (mm). h fe2 =h e −h ae2 =2,2.m te −2,01=4,59 (mm).
- Đường kính đỉnh răng ngoài. d ae1 =d e 1 +2 h ae1 cosδ 1 +2.3,99 cos 14 °.74 (mm). dae2=de 2+2.hae2.cos δ224 +2.2,01 cos 76 °24,97 (mm).
- Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn.
Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Thông số Ký hiệu Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re 166,98 (mm)
Mô đun vòng ngoài m te 3
Chiều rộng vành răng b 41,74 (mm)
Số răng của bánh răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x 1 0,33 x 2 - 0,33
Chiều cao răng ngoài h e 6,6 (mm)
Chiều cao đầu răng ngoài hae1 3,99 (mm) h ae2 2,01 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài hfe 1 2,61 (mm) h fe2 4,59 (mm) Đường kính vòng chia ngoài d e 1
81 (mm) de 2 324 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài d ae1 88,74 (mm) d ae2 324,97 (mm)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu chế tạo trục
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb`0(MPa), có ứng suất xoắn cho phép [τ] ÷ 20(MPa).
4.1.1 Xác định lực và phân bố lực tác dụng lên trục.
* Khớp nối: Khớp nối đàn hồi, chi tiết tiêu chuẩn, dựa vào momen xoắn tính toán.
- Momen xoắn trên khớp nối.
T t =k.T + Tra bảng 16.1/58[2] ta có: k =1,2÷ 1,5 đối với băng tải Chọn k =1,5.
- Lực vòng trên khớp nối.
- Lực hướng tâm tác dụng lên trục.
* Bộ truyền bánh răng côn thẳng.
- Lực hướng tâm và lực dọc trục.
4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn.
- Tra bảng P1.7/242[1] với động cơ 4A112M4Y3 ta có: ddc2(mm).
Theo công thức 10.9 trang 188[1], ta có:
- Đường kính trục xác định chỉ bằng momen xoắn. d 1 = 3 √ 0,2.[τ ] T 1 = √ 3 86741,16 0,2 20 [ ] ',88(mm)
- Chiều rộng ổ lăn trên trục, tra bảng 10.2/189[1].
Với { d d 1 sb 2 sb 0 (mm) E(mm) ⇒ { b b 01 02 %((mmmm))
Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
* Xác định chiều dài may ơ.
- May ơ bánh răng côn nhỏ: lm13=(1,2 … 1,4).d16 ÷ 42(mm).
- May ơ nối trục đàn hồi: l m 22 =(1,4…2,5).d 2 c ÷ 112,5(mm).
- May ơ bánh răng côn lớn: l m 23 =(1,2…1,4).d 2 T ÷ 63(mm).
* Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài đoạn trục:
- 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 lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng. i = 0 và 1 các tiết diện trục lắp ổ. i = 2…s, với s là số chi tiết quay.
- lkl – Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k.
- l ki – Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k.
- l mki – Chiều dài may ơ của chi tiết quay thứ i lắp trên trục k.
- lkci – Khoảng công xon trên trục k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: l cki=0,5.(l mki +b 0 )+k 3 +h n
- b ki – Chiều rộng bánh răng thứ i trên trục thứ k.
⇒ Chọn k1(mm),k2=5(mm),k3(mm),hn (mm).
* Trục I. l12=0,5.(l m12+b01)+k 3+hn=0,5.(45 19+ )+10+15W(mm). l 11 =(2,5 3÷).d 1 =(2,5 3÷).30u 90÷ (mm)⇒chọnl 11 u (mm). l 13 =l 11 +k k 1 + 2 +l m 13 +0,5.(b 01−b 13 cos δ 1 )u+10+5+40 0,5.+ (19 41,74.cos 14− )9,24 (mm)
* Trục II. l c 22 =0,5.(b 02 +l m 22 )+ +h n k 3 =0,5.(25 70+ )+15+10r,5(mm). l22=0,5.(lm 22+b02)+k1+k2=0,5.(70 25+ )+10+5b,5(mm).
⇒ Chọn l22c(mm). l21=2 l22+dm 1=2.63 71,01 197,01+ = ⇒Chọnl218(mm)
Xác định đường kính các đoạn trục
{ ΣM ΣM ΣFx=0 ΣFy=0 y x B B =0 =0 ⇒ { F ry ( 57 75 F + rx ( 57 75 ) −F F F + ry rx Ay −F +F ) +F ( Ay Ax 75 +F −F Ax ) +F By Bx ( 75 − r 1 +F F ) −F r 1 ( 45 t 1 =0 =0 t 1 ) −F ( 45 a 1 ) =0 ( d 2 m1 ) =0
- Biểu đồ nội lực trục I.
- Tính M tđ tại các vị trí mặt cắt.
- Xác định kích thước các đoạn trục. d= 3 √ 0,1 M tđ [ σ ]
Tra bảng 10.5/195[1] ta có: với thép 45 tôi cải thiện, σ `0(MPa)⇒ [σ¿c (MPa). dO= 3 √ 75120,04 0,1.63 ",84 ( mm ) ⇒ Chọnd O % ( mm ) dA= 3 √ 94100,20 0,1.63 $,62 ( mm ) ⇒ Chọn d A 0 ( mm ) dB= 3 √ 136754,67 0,1.63 ',89 ( mm ) ⇒Chọnd B 0 ( mm ) dC= 3 √ 75507,32 0,1.63 ",88 ( mm ) ⇒ Chọnd c % ( mm )
{ ΣM ΣM ΣFx=0 ΣFy=0 y x E E =0 =0 ⇒ { −F F kn r 2 ( 72,5 ( 63 F kn F ) +F ) +F Ey −F −F a 2 Ex t 2 −F r 2 ( −F ( d 63 2 t 2 m 2 + Gy ) +F ) F −F =0 Gx Gx Gy =0 ( 198 ( 198 ) =0 ) =0
{ 1523,23 1523,23 ( 72,5 F Ey +F −215,11− )−2443,06.63+F Ex − 2443,06 F Gy =0 +F GX Gx =(0198)=0
- Biểu đồ nội lực trục II.
- Tính M tđ tại các vị trí mặt cắt.
- Xác định kích thước các đoạn trục. d= 3 √ 0,1 M tđ [ σ ]
Tra bảng 10.5/195[1] ta có: với thép 45 tôi cải thiện, σ `0(MPa)⇒ [σ¿c (MPa). dD= 3 √ 285817,64 0,1.63 5,66 ( mm ) ⇒Chọnd O 6 ( mm ) dE= 3 √ 306410,56 0,1.63 6,50 ( mm ) ⇒ Chọnd A @ ( mm ) dH= 3 √ 383111,66 0,1.63 9,32 ( mm ) ⇒Chọnd B E ( mm ) d G @(mm).
Kiểm nghiệm trục
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
- Với vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có σb`0 MPa. σ−1=0,436 σb=0,436.600 261.6 (MPa) τ−1=0,58 σ−1=0,58.261,6 151,72= (MPa)4.4.1 Trục I.
- Tại vị trí lắp bánh răng.
Trong đó [S]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [S] = 1,5…2,5.
S τC = τ −1 kτdC.τaC+ψτ.τmC σmC=0 ;σaC=MC
K y Trong đó: tra bảng 10.8[1] trang 197.
- Tại vị trí lắp bánh răng.
SτH= τ −1 kτdH.τaH+ψτ.τmH σ mH =0 ;σ aH =MH
K y Trong đó: tra bảng 10.8[1] trang 197.
√6,24 12,80 2 + 2 =5,60≥[S]=2,5Kết luận: Cả hai trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN
Tính mối ghép then
* Chọn then bằng theo bảng (bảng 9.1[1]).
- Tại vị trí lắp bánh răng: Đường Kích thước tiết diện then
Bán kính góc lượn của rãnh r
Chiều dài then kính trục d, mm b h Trên trục t1
T – Mômen xoắn trên trục. d – Đường kính trục. lt, b, h, t – Kích thước then.
[σd] - Ứng suất dập cho phép (MPa).
[τ¿¿c]¿ - Ứng suất cắt cho phép (MPa).
Vị trí tại Ứng suất dập σ d (MPa) Ứng suất cắt τ c (MPa)
Kết luận: Then thỏa mãn.
Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn
Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng côn thẳng chọn ổ đũa côn tra bảng P2.11 và dựa vào đường kính ngõng trục là d = 30 mm ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ nhẹ.
- Kí hiệu 7206 có các thông số sau: d (mm) D (mm) ∝(°) C (kN) C0 (kN)
* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn.
- Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1 trang 213[1].
Cd=Q m √L Trong đó : m – Bậc của đường cong mỏi: m = 10/3 (ổ đũa côn).
L – Tuổi thọ của ổ: L = 60.n.Lh.10 −6 = 60.473,42.13920.10 −6 = 395,40 (triệu vòng).
Q – Tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3 trang 114[1].
V – Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k t – Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k t=1 k đ – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: k đ =1 e = 1,5 tan (∝(°)) = 0,36
- Tính lực F r và F s: Ổ lăn A: F rA =√ F Ax
F sA =0,83.e F rA I8,67 N Ổ lăn B: F rB =√ F Bx
- Theo bảng 11.4 Với ổ đũa côn:
X – Hệ số tải trọng hướng tâm
Y – Hệ số tải trọng dọc trục
- Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Q=(XA.V FrA+YA.FaA).k kt d= (0,4.1.1668,91 1,64.1359,72+ ).1 1(97,50 N Q=(X B.V FrB+YB.FaB).k t.kd= (1.1 3830,72+0.283,56).1.1830,72 N
- Khả năng tải động của ổ lăn.
C d
