đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án chi tiết máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thểcủng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như: Nguyên lý máy, Chi tiếtmáy, Vẽ kỹ thuật 1&2, sức bền

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ – CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG

TẢI

Giảng viên hướng dẫn: ThS Lê Quang Vinh

Nhóm sinh viên thực hiện:

Họ và tên: Trần Xuân Tuấn MSSV:21154354 Lớp: DH21OT

Họ và tên: Võ Thành Tuấn MSSV:21154355 Lớp: DH21OT

Họ và tên: Dương Minh Tú MSSV:20118280 Lớp: DH20CC

Họ và tên: Nguyễn Trung Trực MSSV:21118399 Lớp: DH21CK

TP HCM, ngày 8 tháng 12 năm 2023

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai tròquan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc ápdụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức laođộng của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho ngườilao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trongtương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuậtmột tư duy sáng tạo ở mọi lúc, mọi nơi trong mọi lĩnh vực của cuộc sống

Đồ án chi tiết máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thểcủng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như: Nguyên lý máy, Chi tiếtmáy, Vẽ kỹ thuật 1&2, sức bền vật liệu, dung sai và kỹ thuật đo lường,… và giúpsinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trongnhững bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với cácchi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiệncác sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiếtvới một sinh viên cơ khí

Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đốivới một sinh viên khoa Cơ Khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức

cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chitiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyếtnhững vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vàoviệc thiết kế máy sau này

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình củathầy Th.S Lê Quang Vinh Sự giúp đỡ của thầy là nguồn động lực to lớn chochúng em ngày càng vững tin hơn trước những thử thách mà chúng em phải mởrộng đón nhận trên con đường sắp tới

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽmắc phải những thiếu sót, sai lầm Chúng em rất mong nhận được sự góp ý chânthành từ thầy Chúng em xin chân thành cảm ơn

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề 15 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số ngày làm/ năm K ng 330 Ngày

Số ca làm việc trong ngày 2 Ca

T2 0,9T

CHƯƠNG 1: TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1.1.1 Xác định công suất trên trục động cơ

Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn: Pđc > P yc ,trong đó :

+ Pđc : Công suất của động cơ được chọn

+ Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ

η br1 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón η br1 = 0.96

η br2 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ η br2 = 0.95

η ol : Hiệu suất của các ổ lăn η ol = 0, 99

η đai : Hiệu suất của bộ truyền đai η đ = 0,95

η kn : Hiệu suất của khớp nối η kn = 0,99

=> η 3.0,95.0,99 = 0,83

=> P ct= 10,4 0,92

0,83 =11,5( kW )

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

+ Tỉ số truyền chung sơ bộ: u sb =u đ u hgt

Chọn sơ bộ

- tỉ số truyền của đai: u đ= 2.5

- tỉ số truyền của hộp giảm tốc: u hgt=10

u ch =n đc

n ct=2930122,3 =23,95

Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài ungoài = uđai = 2,5

1.3 Tính toán đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động

1.3.1 Công suất trên các trục

P1 = P2

η ol .η br=

11,1 0,99.0,96= 11,7 (kW)

Pđc =P1

η đ=¿

11,7 0,95=12,3 (kW)1.3.2 Vận tốc quay trên các trục

n3 = n2

U2

= ¿ 372,1

3,04 =122 (vg/ph)1.3.3 Momen trên các trục

Thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai:

Công suất bộ truyền: P đc= 12,3 kW

Số vòng quay trục dẫn: n đc = 2930 (vòng/phút)

Tỷ số truyền của đai: u đ=2,5

Mômen xoắn tại trục 1: T1 = 95337,03

2.1.1 Chọn vật liệu : đai vải cao su

2.1.2 Các thông số của bộ truyền dựa theo mục 4.1.2 [TL1]

- Đường kính bánh đai nhỏ d1

d1 = (5,2 ÷ 6,4).3

√T1 = (5,2 ÷ 6,4) 3

√95337 , 03 = 237 ÷ 292,3 -> Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15]: d1 =250 mm

- Đường kính bánh đai lớn

d2 = uđai .d1 /( 1 - ) = 2,5 250 / ( 1- 0,01 ) = 631 mm

với : hệ số trượt =(0,01÷ 0,02 ) Lấy = 0,01

-> Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15]: d2 = 630 mm

- Chiều dài đai

- Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây

trong đó b là chiều rộng đai

δ là chiều dày đai [σF] là ứng suất có ích cho phép

Kđ là hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7 được Kđ = 1,25

- Chiều dày đai được chọn theo chỉ số δ /d1 sao cho tỉ số này không vượt quá 1 trị

số cho phép nhằm hạn chế ứng suất uốn sinh ra trong đai và tăng tuổi thọ cho đai:

Theo bảng 4.1, lấy trị số theo tiêu chuẩn b = 40 mm

Chiều rộng bánh đai B chọn theo bảng 21.16 B = 50 mm

2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu

F0 = = 2.6,25.40= 500 N

- Lực tác dụng lên trục

Fr = 2 F0 sin(α1/2) = 2 500 sin (1650/2) = 991,4 N

Bảng thông số bộ truyền đai

+ Trong nối trục đàn hồi, hai nửa gối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi

Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và

chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù lại độ lệch trục

Momen xoắn trục III: T = 829754,1 Nmm

- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

dc = 22 mm d1 = 16 mm D2 = 28 mm l = 88 mm l1 = 47 mm

l2 = 22 mm l3 = 40 mm

+ Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

- Kiểm nghiệm bền dập của vòng đàn hồi

[σ d]=4 MPa: Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

k=1,2 : Hệ số chế độ làm việc (Bảng 16.1 TL1 )

σ d=2.1,2 829754,18.180 22.40 =1,57 ≤[σ d]

Điều kiện sức bền của chốt với l0= l1 +

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÊN TRONG HGT

n1 = 1172 ( vg/ph)

u1 = 3,15 u2 = 3,04 Thời hạn làm việc: 21120 h

3.1 Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

3.1.4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Xác định chiều dài côn ngoài

Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100MPa1/3

Tra bảng 6.22 được z1p = 17 Với HB < 350 z1 = 1,6 z1p = 1,6.17 = 27,2 răng

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ:

dm1 = z1 mtm = 27 3,06 = 82,62 mm

- Chiều dài côn ngoài

Re = 0,5 mte = 0,5 3,5.√272+85 2

= 156,07 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc

[σH] = Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp

60000 =3,14.82,62 1172

60000 =5,06 m/sTheo bảng 6.13 với bánh răng côn răng thẳng, v = 5,06 m/s < 8m/s => chọn cấp chính xác 7

σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Theo bảng 6.15 chọn σH = 0,006

go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2

Theo bảng 6.16 chọn go = 56 => vH = 0,006.56.5,06.√82,62(3,15+1)

3,15 =17,7

KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Thay các giá trị vừa tính vào ta được:

=> σH < [σ’H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

K Fβ = 1,35 (tra ở trên)

K Fα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14 với bánh răng côn thẳng K Fα = 1

K Fv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

3,15 = ¿ 17,06 ¿

KFv = 1,24

Do đó KF = 1,35 1 1,24 = 1,674

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răngVới răng thẳng = 1

εα = 1,76 => Yε = Thay các giá trị vừa tính được:

MPa <[σF1]max

MPa < [σF2]max

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép

MPaVới Kqt : hệ số quá tải Kqt = 1,5

3.1.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 156,07 mm

Theo các công thức trong bảng 6.19

Đường kính chia ngoài

de1 = mte z1 = 3,5 27 = 94,5 mm

de2 = mte z2 = 3,5 85 = 297 mmGóc côn chia

xn1 = x1 = 0,4 mm => hae1 = (1 + 0,4.1).3,5 = 4,9 mm

hae2 = 2 hte.mte – hae1 = 2.1.3,5 – 4,9 = 2,1 mmChiều cao chân răng ngoài

hfe1 = he – hae1

với he: chiều cao răng ngoài

he = 2.hte mte + c với c = 0,2 mte

=> he = 2 1 3,5 + 0,2 = 7,2 => hfe1 = 7,2 – 4,9 = 2,3 mm

hfe2 = he – hae2 = 7,2 – 2,1 = 5,1 mmĐường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1 = 94,5 + 2 4,9 0,298 = 97,42 mm

dae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 = 308 +2 2,1 0,954 = 312,00mm

3.2 Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

3.2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

Trong đó

Trong đó

aw khoảng cách trục

Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5 với bánh răng nghiêng: Ka= 43 Mpa1/3

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2 = 284883,1 N.mm

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = 555 MPa

a w=43.(3,04 +1).√3 284883,1.1,04

5552.3,04 0,25 = ¿ 187,91 ¿mmLấy tròn aw = 220 mm

b Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17 ta có m = (0,01÷0,02).aw = 2,4÷4,4

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8, chọn modun pháp m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31:

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33 ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

Trong đó:

ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

trị số ZM tra trong bảng 6-5 ZM = 274 Mpa1/3

= [1,88-3,2.(1/36+1/110)] = 1,76Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw1 = 2 a w

u m+ 1=

2.220 3,05+ 1=108,64 mmTheo 6.40, vận tốc vòng

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 được KHα = 1,13

Theo 6.42

Trong đó

Tra bảng 6.15 δH = 0,002Tra bảng 6.16 go = 73

=> KFV = 1 +

KF = 1,1 1,37 1,008 = 1,52Thay vào ta có

Khả năng quá tải đạt yêu cầu

3.2.5 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng

Khoảng cách trục aw = 220 mm

dk = trong đó T là momen xoắn trên trục thứ k

[τ] là ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ] = 17 MPaTrục 1:

d1=√3 95337,03

0,2.17 =30,38 mmChọn sơ bộ dsb1 = 35 mmTrục 2:

d2=√3 284883,1

0,2.17 =43,75 mmChọn sơ bộ dsb2 = 50 mmTrục 3:

d3=√3 829754,1

0,2.17 =62,49 mm Chọn sơ bộ dsb3 = 80 mm

Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào trục nên không cần quan tâm đến đường kính trụcđộng cơ điện

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

Theo bảng 10.2, với đường kính trục tương ứng, ta có chiều rộng ổ lăn:

b01 = 21 mm b02 = 27 mm b03 = 39 mm

Theo công thức 10.10 chiều dài mayơ bánh đai:

lm12 = (1,2…1,5)dsb1 =(1,2…1,5).35 = 42…52,5 mm

Chọn lm12 = 45 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục I

lm13 = (1,2 1,4)dsb1 = (1,2 1,4).35 = 42…49 mm

Chọn l = 49 mm

Chiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục II

lm23 = (1,2 1,4)dsb2 = (1,2 1,4) 50 = 60 70 mm

Chọn lm23 = 65 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục II

lm22 = (1,2 1,5)dsb2 = (1,2 1,5) 50 = 60 75 mm

Chọn lm22 = 70 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục III

lm34 = (1,2 1,5)dsb3 = (1,2 1,5) 80 = 96 120 mm

Chọn lm34 = 105 mmChiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục III

lm33 = (1,4 2,5)dsb3 = (1,4 2,5).80 = 112 200

Chọn lm33 = 161mm

Xác định chiều dài giữa các ổ

Xét với trục I: công thức theo bảng 10.4

hn = 15 20 mm Chọn hn = 17 mm =>l12 = - lc12 = - 65 mm

δ1: Góc côn chia trên bánh răng nhỏ δ1 = 9058’55”

b13 : Chiều rộng vành răng của bánh răng côn b13 = 47,6 mm

Xét với trục II: công thức theo bảng 10.4

= 1412 2118 N Chọn Fx33 = 2000N

Với Dt: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

Biểu đồ momen trục I

0 1

Biểu đồ momen của trục II

Tính trục III

y

x

z 0

=>Fy30 = 3140,61 + 458 = 3 599 N

Biểu đồ momen trục thứ III

4.6 Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tdj tại các tiết diện nguy hiểm

Tra bảng 10.5 với dsb1 = 30 mm được [σ] = 63 MPaĐường kính trục tại gối đỡ 10 là:

d10 = Đường kính trục tại gối đỡ 11là:

d11 = Đường kính trục tại bánh răng 13 là:

d13 = Đường kính trục tại bánh đai 12 là:

d12 = Lấy theo tiêu chuẩn

Tại gối đỡ 31

Tại chỗ lắp bánh răng 34

Tại chỗ lắp khớp nối

Tính chính xác các tiết diện

Với dsb3 = 80 mm được [σ] = 49 MPa

Đường kính trục tại gối đỡ 30 là:

d30 = Đường kính trục tại gối đỡ 31 là:

d31 = Đường kính trục tại bánh răng 34 là:

d34 = Đường kính trục tại khớp nối 33 là:

d33 = Lấy theo tiêu chuẩn

4.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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:

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp

Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

τmj = τaj =

ψσ , ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 ta có ψσ = 0,05 ψτ = 0

Wj và Woj : momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Theo bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then:

Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 với phương pháp gia công là tiện Ra 2,5 0,63 được Kx = 1,06

Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt Ky = 1

εσ và ετ: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạnmỏi, tra bảng 10.10

Kσ và Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị sso phụ thuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất Tra bảng 10.12 được Kσ = 1,76 Kτ = 1,54

W

mm3 σa=

M W

TN.mm

Hệ số an toàn tại những điểm nguy hiểm

then

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

=> Thỏa mãn điều kiện an toàn

4.9 Kiểm nghiệm then

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

[d] ứng suất dập cho phép

Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 100 MPa

[c]: ứng suất cắt cho phép

[c] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa  chọn [c] = 60 MPaBảng kiểm nghiệm then

Tiết diện

 Thỏa mãn điều kiện bền của then

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN Ổ LĂN

5.1.2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d11 = 35 mm

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ rộng ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7507

có: Co = 40,3 kN C = 50,2 kN

α = 130 => e = 1,5 tgα = 0,346

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải trọng động được tính theo công thức:

Trong đó Q: tải trọng động quy ước kN

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quaym: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Với ổ bi đũa côn m= 10/3Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

Trong đó: Fr và Fa là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

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