đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bộ truyền đai 8 Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang 12 PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI

VIỆN CƠ KHÍ

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY HỌC KÌ: 20202 MÃ ĐỀ: B7 ĐẦU ĐỀ: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

6 Góc nghiêng bß trí bß truyßn ngoài  = 15 (ß)

4 Bß truyßn ai thang

5 Tang d¿n cÿa bng tÁi

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8

Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang 12 PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 13 3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng bằng inventor 14 Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 17 PHẦN IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC I

Trang 2

4.2.4 Tính đường kính các đoạn trục tương ứng 23

4.2.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 25

PHẦN V: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC II

5.3.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II 40

5.4.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn 55

8.3.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai 65

Được sự phân công hướng dẫn của Thầy, chúng em đã thực hiện thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp để ôn lại kiến thức và tổng hợp kiến thức đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh Tuy nhiên, vì trình độ và khả năng có hạn nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét và góp ý của thầy để bài thuyết minh của chúng em được hoàn thiện hơn

Chúng em xin chân thành cảm ơn Thầy và các Thầy trong Bộ môn cơ sở thiết kế máy và robot đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này

η = ηbr ×ηol2×ηđ×ηkn

Tra bảng (2.3)[1](trang 19):

• Hiệu suất bộ truyền đai η = 0.96 đ

• Hiệu suất bộ truyền bánh răng η =0.97 br

• Hiệu suất một cặp ổ lăn η =0.99 ol

• Hiệu suất khớp nối η = 1 kn

n =lv ×

× = × × = 274.12 (v/ph) 1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ

• Tỷ số truyền của bộ truyền đai chọn: u = 2,5 đ

• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ chọn: u = 4 br

Tỷ số truyền sơ bộ

u = u × u = 2.5 × 4 = 10 sb đ= br

1.1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

N = n × u = 274.12 × 10 = 2741.2 (v/ph) sb lv sb1.1.7 Chọn động cơ

Thỏa mãn các yêu cầu:

Nđc ≈ n = 2741.2(v/ph) sb

Pđc ≥ P = 4.93(kW) yc

Thông số động cơ được chọn:

• Hiệu suất động cơ η =84 (%)

• Hệ số công suất cos( )= 0.87 φ

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ:

uð = đ =

. =10.58 Chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai : uđ= 2.5

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ : u =ð

ð đ = ,, = 4.23 1.3 Tính các thông số trên trục

Pđð= ×

đ= . × = 4.92 (kW) 1.3.2 Vận tốc quay trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ:

Số vòng quay trên trục 2:

Trang 7

n = n

11604.23 = 274.23 v/ph

Số vòng quay trên trục công tác:

nð = n = 274.23 v/ph

1.3.3 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ:

Tđð= 9,55 10 Pđð

nđð= 9,55 10

4.92

2900= 16202,07 Nmm Momen xoắn trên trục 1:

T = 9,55 10 P

n = 9,55 10

4.68

1160= 38529,31 Nmm Momen xoắn trên trục 2:

T = 9,55 10 P

n2= 9,55 10

4.49274,23= 156363,27 Nmm Momen xoắn trên trục công tác:

Tð = 9,55 10 Pð

nð = 9,55 10

4.49274,23= 156363,27 Nmm Bảng 1.1: Thông số bộ truyền chuyển động

Góc ôm tối thiểu trên bánh dẫn α1,min Độ 120

2.2 Thiết kế đai thang bằng inventor

Hình 2.1 Nhập tiết diện đai và thông số đai

Trang 9 Hình 2.2 Kết quả kiểm nghiệm đai

Trang 10 Hình 2.3 Thông số bánh dẫn

Trang 11 Hình 2.4 Thông số bánh bị dẫn

Trang 12

Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Hình 2.5 Mô hình 3D bộ truyền đai

Trang 13

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

Loại bánh răng (thẳng, nghiêng,chữ V) - Nghiêng phải

Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc S - 1,1

Hệ số an toàn theo độ bền uốn S - 1,75

Trang 14

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng bằng inventor

Hình 3.1 Nhập thông số thiết kế cửa sổ Design

Hình 3.2 Chọn cấp chính xác

Trang 15 Hình 3.3 cửa số calculation kiểm tra độ bền

Trang 16 Hình 3.5 Kích thước bánh răng bị dẫn Hình 3.4 Kích thước bánh răng dẫn

Trang 17

Hình 3.6 Mô hình 3D bộ truyền bánh răng trụ

Bảng 3.2 Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền bánh răng trụ

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

0,2 [τ] =

156363,270,2.28 = 30,34(mm) =>Chọn d = 25 (mm)

d = 35 (mm)Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2/T189 [1]:

Chiều dài moay ơ bánh đai:

Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (nối trục đàn hồi):

l = (1,4 2,5) d = (1,4 2,5).35 = (49 87,5) mm < l =110 mc2 2 kn Chọn l =110 mc2

Khoảng cách từ bánh răng đến ổ lăn:

l = 0,5(l + b ) + k + k = 0,5 (56+21) + 10 + 10 = 58,5 mm 22 m2 02 1 2 Chọn l = 59 mm 22

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn:

• M = M+ 0,75T = 38457,01 + 0,75 38529,31 =50914,85 Nmm

• M = M+ 0,75T = 0 + 0,75 38529.31 = 33367,36 Nmm 4.2.4 Tính đường kính các đoạn trục tương ứng

- Đường kính d = 30mm tra bảng 10.5 : [σ] = 63MPa ⇒

dð= M ð0,1[σ]

0,1[σ] =

65093,55 0,1.63 = 21,78mm

0,1[σ] =

50914,85 0,1.63 = 20,06 mm

Trang 24

0,1[σ] =

33367,360,1.63 = 17,43 mm Xuất phát từ độ bền,lắp ghép, công nghệ ta chọn

4.2.5 Chọn và kiểm nghiệm then

Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

[dl (h − t )]≤ [σ ]

τð= 2T

dl b≤ [τð] Trong đó

- σd, τ là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán t

- [σ ] là ứng suất dập cho phép, MPa, tra bảng 9.5 với dạng thép cố định , vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhẹ: [σ ] = 100MPa

- [τ ]ð là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 45 chịu tải trọng [τ ]ð =40…60MPa

- d: đường kính trục tại tiết diện lắp then

- T: momen xoắn trên trục, Nmm

- lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

τð= 2T

dl b=

2.38592,3122.36.8 = 12.16 < [τð] MPa

4.2.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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

W ð=πdð

16 −

bt dð− t2dð-Tại vị trí 5 trục có tiết diện tròn

W ð=πdð16

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây

là tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (5), tiết diện (6) Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo r6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then

-Tại tiết diện lắp bánh răng (6)

σ = 0

38529,312.3153,19= 6,11 MPa-Tại tiết diện lắp ổ lăn (5)

σ = 0

38529.312.3067,96= 6,28 MPa

Kích thước của then, trị số của momen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính trục bxh t 1 W (mm3) W (mmo 3)

Kx – hệ số tập trung ứng suất Tra bảng 10.8 và nội suy> K = 1,06 x

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, K = 1 y

εσ và ε – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục τđến giới hạn mỏi

Kσ và K – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của τchúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

tra bảng 10.12

khi cắt bằng dao phay ngón, σ = 600 MPa trục có rãnh then K = 1,76 Kτ b ⇒ σ

=1,54

+ tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có rãnh then Ta có:

o Ảnh hưởng của rãnh then:

Tra bảng 10.10[1] (trang 198) ta có: εε = 0,89

ð= 0,84 Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b =

= 1,83

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

4.2.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh

M và T – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy max maxhiểm lúc quá tải

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục

Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 4:

0,1 25 + 3.

00,2 25 = 0 MPa

< [ ] = 272 MPa

=> Thỏa mãn Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 5,:

0,1 25 + 3.

38529,310,2 25 = 41,66 < [ ]

= 272 MPa

=> Thỏa mãn Xét tại tiết diện lắp bánh răng 6:

Trang 31

0,1 2 + 3.

38529.310,2 26 = 28,97 MPa

< [ ] = 272 MPa

=> Thỏa mãn Xét tại tiết diện lắp bánh đai 7:

0,1 22 + 3.

38529.310,2 22 = 31,34 MPa

Fmin (F , F )=

344,56604,56= 0,57 > 0,3

⇒tra 2.12 trang 263 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thông số

Ký hiệu d (mm) D (mm) b=T(mm) r (mm) r (mm) C (kN) C1 o(kN)

Trang 32

Theo yêu cầu thiết kế với góc tiếp xúc α = 26 độ , = , = 0.023 Tra bảng 11.4 tr216 với góc tiếp xúc α = 26 độ , . = ., , = 0.023 Thu được e=0,68

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 0, với độ đảo hướng tâm 20 µm

4.3.1 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động C được tính theo công thức(trang214): d

C = Q L√ Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L = 60nL 10 = 60.1160.17000 10 = 1183,2

L – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, L = (10…25)10 giờ chọn L = 17000 giờ h h 3 h

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

Trang 34

= (1.1.1820,49 + 0.1237,93 1.1 = 1820,49N)

Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Q lớn hơn

Q = Max(Q , Q ) = 1820,49N Khả năng tải động của ổ lăn

C = Q L√ = 1820,49 1183,2 = 19254,888N < 21,1 kN

⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 26° ta được:

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Q = max(Q , Q ) = 1820,49N = 1,8 kN < C 14,90 kN ⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Chọn khớp nối theo điều kiện: T ðT

d dðTrong đó: d – Đường kính trục cần nối d = 32mm) t t

Tt–Mômen xoắn tính toán T = k T

k - Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16-1/T58[2] lấy k = 1,2

T – Mômen xoắn danh nghĩa trên trục:

Do vậy T = k T = 1,2.156363,27 = 187635,92 N mm = 187,64(N m)( )Tra bảng 16-10a/T68[2] với điều kiện:

T = 187,64 N m ≤ Tð = 250 N m

d = 32 mm ≤ dð = 32

Trang 36

Bảng 5.1 Thông số của nối trục đàn hồi

250 32 140 65 165 110 56 105 6 3800 5 42 30 28 32 Tra bảng 16-10b/T69[2] với:

Bảng 5.1 Thông số của vòng đàn hồi

5.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

=Z D d l2 k T

[ d] -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [ ] = (2 4) MPa d

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

Trang 37

= 2 k T

Z D d lð =

2.1,2.187635.926.105.14.28 = 1,82 < [ ]

=> Thỏa mãn

Điều kiện sức bền của chốt:

ð= k T l0,1 dð D Z≤ [ ð] Trong đó: l = l + = 34 + = 41,5

[ u] - Ứng suất uốn cho phép của chốt Ta lấy [ u] = (60 80) MPa

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

ð= k T l

0,1 dð D Z=

1,2.187635,92.41,50,1.14 105.6 = 54,05 < [ ð]

Trang 38

0,2 [τ] =

38529,310,2.15 = 23,42(mm)

0,2 [τ] =

156363,270,2.28 = 30,34(mm) =>Chọn d = 35 (mm)d = 25 (mm)

Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2/T189 [1]:

vớid = 35 (mm)d = 25 (mm)⇒ b = 17 (mm)

b = 21 (mm)5.2.3 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Theo bảng 10.3/T189 [1] chọn:

Chiều dài moay ơ bánh đai:

Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (nối trục đàn hồi):

l = (1,4 2,5) d = (1,4 2,5).35 = (49 87,5) mm mc2 2

Chọn l =80 mc2

Khoảng cách từ bánh răng đến ổ lăn:

l = 0,5(l + b ) + k + k = 0,5 (56+21) + 10 + 10 = 59 mm 22 m2 02 1 2 Chọn l = 59 mm 22

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn:

l = 2l = 2.59 = 118 mm 21 22

Khoảng cách từ khớp nối đến ổ lăn:

l = 0,5(l2C mc2 + b ) + k + h = 0,5 (80+21) + 5+ 25 = 80,5 mm 02 3 n Chọn l = 80 mm 2C

Trang 40

Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn:

l = 0,5(l1C mc1 + b ) + k + h = 0,5 (42+17) + 5+ 25 = 59,5 mm 01 3 n

Chọn l = 60 mm 1C

5.2.4 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng:

5.3.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II:

Trường hợp 1: F ngược chiều Fk t2

Trang 43

5.3.2 Vẽ biểu đồ mô men

Hình 5.2 Biều đồ moomen trục II

5.3.3 Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

M đ, = M+ M + T 0,75

Trang 45

Tại khớp nối:

d = 135414,56

0,1.58 = 28,58(mm) 5.3.5 Chọn đường kính các đoạn trục

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

5.3.6 Chọn và kiểm nghiệm then

a Xác định mối ghép then chon trục II lắp bánh răng

d = 36 mm, chọn then bằng, tra bảng 9.1a/T173 [1] ta được: 2

Chiều rộng then: b = 10 mm

Chiều cao then: h = 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục: t = 5 mm 1

Chiều sâu rãnh thên trên lỗ: t = 3,3 mm 2

Chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9 l) = (0,8 0,9) 56 = 44,8 50,4 mm => Chọn l = 45 mm t3

Kiểm nghiệm then:

Theo công thức 9.1 và 9.2/T173[1] ta có:

d l b=

2.156363,2736.45.10 = 19,30 MPa < [τð]

b Xác định mối ghép then cho trục II lắp nối trục đàn hồi

d = 32 mm, chọn then bằng, tra bảng 9.1a/T173 [1] ta được: 3

Chiều rộng then: b = 10 mm

Chiều cao then: h = 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục: t = 5 mm 1

Chiều sâu rãnh thên trên lỗ: t = 3,3 mm 2

Chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9 l) ð = (0,8 0,9) 80 = 64 72mm

d l b=

2.156363,2732.65.10 = 15,03 MPa < [τð]Vậy mối ghép then ở tất cả các vị trí đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

Trang 47

5.3.7 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:

Wð= dð

32 ; Wð=

dð16

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], 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 nên K = 1 y

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

K , K - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:

Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trục II là do rãnh then và lắp ghép có dộ dôi: Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b =

s ð=

K ð ð+ ð=

126,441,79.9,2 + 0 9,77= 7,68

Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

M và T – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy max maxhiểm lúc quá tải

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục

Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 1:

0,1 35 + 3.

156363,270,2 35 = 37,39 MPa

< [ ] = 272 Mpa Thỏa mãn

Xét tại tiết diện lắp bánh răng:

0,1 36 + 3.

156363,270,2 36 = 37,26 MPa

< [ ] = 272 MPa

=> Thỏa mãn 5.4 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn

+ Tại ổ lăn 0:

344,56618,63= 0,56 > 0,3

=> Theo trang 215 [1], ta chọn ổ bi đỡ − chặn với góc = 12

Trang 53

Nội suy e = 0.32

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 2, với độ đảo hướng tâm 2,5 µm

5.4.3 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động C được tính theo công thức(trang214): d

C = Q L√ Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L = 60nL 10 = 60.274,23.17000 10 = 279,71

L – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, L = (10…25)10 giờ chọn L = 17000 giờ h h 3 h

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

5.4.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6/T221[1] cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy ( =12° )ta được:

X = 0,5

Y = 0,47 với X , Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục 0 0

Trang 55

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Q = X F + Y F

Q = F+ Với ổ lăn 0:

Q = X F + Y F = 0,5.598,79 + 0,47.1149,95 = 839,87 (N)

Q = F = 1149,95 (N)+ Với ổ lăn 1:

Q = X F + Y F = 0,5.2516,83 + 0,47.805,39 = 1636,95(N)

Q = F = 2516,83 (N) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnhcủa ổ:

Thấy Q = max(Qt t0,Qt1) =2516,83 (N) = 2,52 (kN) < C = 18,1 (kN) 0

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn chỉ tiêu về khả năng tải tĩnh