Đồ Án thiết kế thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải

Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 1... Xác định Lực tác dụng lên trục Trong đó K = 1,15 Hệ số trọng lượng xích bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêngm 1 góc nhỏ hơn 40 0 Giả sử

ĐẠI HỌC QUỐC GIA ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH

Giảng viên hướng

Thành phố Hồ Chí Minh – 2023

LỜI NÓI ĐẦU

Hiện nay, đất nước ta đang trên đà phát triền với mục tiêu công nghiệp hóa

và hiện đại hóa đất nước Vì vậy ngành kĩ thuật ngày càng đóng vai trò quantrọng trong nhiệm vụ này Và hơn bao giờ hết những người kĩ sư trong tương lai

sẽ đảm nhiệm những trách nhiệm lớn lao này Họ tạo ra những máy móc, ápdụng khoa học kĩ thuật chính làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao độngcủa người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người laođộng trong quá trình làm việc Để có nên tảng và những kiến thức chuyên mônvững chức đòi hỏi các bạn Sinh viên học tập thật nghiêm túc ngay từ khi cònngồi trên ghế nhà trường

Môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Kĩ thuật Cơ khí

có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơkhí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viênmường tượng ra được công việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn vềcon đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinhviên Và việc làm những bài tập lớn, cũng như đồ án sẽ là một khó khăn ban đầunhưng cũng giúp sinh viên hiểu rõ về công việc mình sẽ làm trong tương lai.Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những

kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sửdụng phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical Cùng với những kiến thứctrong môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Sức bền vật liệu

2

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ

Tra bảng 3.3/tr89 trong giáo trình “Cơ sở thiết kế máy_ Nguyễn Hữu Lộc” ta được:

 ɳk = 0,99: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi

 ɳbr1 = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1

 ɳbr2 = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2

 ɳbr = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

 ɳol = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn

 ɳx = 0,93: Hiệu suất bộ truyền xích (để hở)

Vậy = 0,99 × 0,97 × 0,99 × 0,93 = 0,807ɳ 3 4

2. Tính công suất tương đương (công suất tính toán):

 Công suất tính toán:

Trường hợp tải trọng thay đổi thì: (Công suất tương đương)

Pt = P = P = td max

3. Công suất cần thiết trên trục động cơ

Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: P = 8,051 kWct

4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vòng quay của trục băng tải:

 Chọn sơ bộ tỉ số truyền hệ thống:

Trong đó tra bảng 2.4 tài liệu [2] ta chọn:

o , tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (8-40)

o , tỉ số truyền bộ truyền xích (2-5)

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

5 Chọn động cơ:

4

Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:

T T

4A132M4Y3 11 1458 0,87 2,2 2,0

II Phân phối tỉ số truyền

1 Tính lại tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

Chọn , và tính lại tỉ số truyền cho bộ truyền xích, ta được:

 Tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1] để chọn tỉ số truyền hợp hợp lý đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh

 uk = 1: tỉ số truyền nối trục đàn hồi

 Kiểm tra sai số về tỉ số truyền

ut = un ch xu u = 4,05.2,97.3= 36,08

Thỏa điều kiện về sai số cho phép

5

Pdc = < 10kW thỏa công suất động cơ

2 Tính toán số vòng quay trên các trục

nI = n = 1458 (vòng/phút)dc

nII =

nIII =

ntag =

 Sai số vòng quay của trục công tác so với yêu cầu:

Vậy số vòng quay trục công tác là 41,13 lệch 1,7% so với yêu cầu

3 Tính toán moment xoắn trên các trục

Moment xoắn trên trục động cơ:

Moment xoắn trên trục I:

6

Moment xoắn trên trục II:

Moment xoắn trên trục III:

Moment xoắn trên trục công tác:

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN

I Thông số ban đầu và chọn loại xích

Thông số yêu cầu

o Công suất bộ truyền: P = 7,91 kW

o Tỉ số truyền: = 3

o Mômen xoắn: T = 623220,03 Nmm

o Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,21 vg/ph

Vì số vòng quay thấp, tải trọng nhỏ nên ta chọn loại xích ống con lăn

II Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

1 Chọn số răng đĩa xích:

 Chọn số răng đĩa xích dẫn:

Tra bảng 5.4 tài liệu [1] với tỉ số truyền u =3 ta chọn số răng Z phù hợp1

Vậy ta chọn = 23 răng ( nên chọn số răng là số lẻ để đĩa mòn đều hơn, tăng khả năng

 Ka =1: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (a=30÷50p)

 Kđc =1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (vị trí trục điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)

8

 Kbt = 1,3: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (Môi trường làm việc

có bụi, v < 4m/s, bôi trơn nhỏ giọt)

 Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (va đập nhẹ)

 Klv = 1,25: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca)

→ K= 1×1×1×1,3×1,2×1,25 = 1,95

 Công suất tính toán

Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:

Do đó ta tính được:

- Hệ số hở răng:

- Hệ số vòng quay:

- Chọn xích 1 dãy nên K = 1x

- P = 7,91 kW: Công suất cần truyền

Từ các thông số trên, do vậy ta có:

Theo bảng tra 5.5, tài liệu [1], Trịnh Chất_Lê Văn Uyển ta tra cột n = 200 vg/ph với 01

 Công suất cho phép:

Kiểm tra lại p < pmax = 50,8 mm, theo bảng 5.8 tài liệu [1] ta thấy phù hợp để hạn chế ảnh hưởng va đập có hại với bộ truyền

 Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:

(mm)Vậy ta chọn

 Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1s:

Tra bảng 5.9 tài liệu [1] trang 85, tại cột p=38,1 ta thấy [i] =20 > i=1,45

→ Vậy đảm bảo điều kiện va đập, làm việc êm

III Kiểm nghiệm xích về độ bền

Ta kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn từ công thức (5.15) tài liệu [1]

Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bịđộng sinh ra

Trong đó K = 6: hệ số độ võng của xích phụ thuộc vào vị trí bộ truyền (nằm f

ngang, nghiêng một góc < 40 )0

Theo bảng tra 5.10, tr.86 tài liệu [1] với p = 38,1 và n = 96,11 (v/ph) ta được [s]

= 8,5, Vậy s > [s]: bộ truyền xích bảm đảo đủ bền

IV Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục

1 Xác định thông số của đĩa xích

10

 Đường kính vòng chia:

 Đường kính đỉnh răng:

 Đường kính vòng đáy răng:

Tra bảng 5.2 tài liệu [1], với p = 38,1 ta có d = 22,23 mm1

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích theo công thức 5.18 tài liệu [1]

- E = 2,1.10 Mpa: Moodun đàn hồi.5

- � = 395 mm : diện tích hình chiếu của bản lề với = 38,1 mm, tra bảng 5.12 2 �tài liệu (1)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép , đảm bảo được độ bền cho răng đĩa 1

- � = 395 mm : diện tích hình chiếu của bản lề với = 38,1 mm, tra bảng 5.12 tài�liệu (1)

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép , đảm bảo được độ bền cho răng đĩa 2

2 Xác định Lực tác dụng lên trục

Trong đó K = 1,15 Hệ số trọng lượng xích (bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêngm

1 góc nhỏ hơn 40 )0

Giả sử bộ truyền xích nghiêng với phương ngang một góc 20o

Thông số của bộ truyền xích

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Thông số ban đầu và chọn vật liệu

1 Thông số ban đầu

Công suất truyền P = 1 8,83 kW

Mommen xoắn trên trục của bánh dẫn T = NmmI

Mommen xoắn trên bánh răng nhỏ T = 28918.55 Nmm1

MPa

Độ rắn HBBánh chủ

động Thép C45

Tôi cải

Bánh bị

động Thép C45 Tôi cảithiện 750 450 192 ÷ 240

Để tăng khả năng chạy mòn của răng, bánh nhỏ nên có độ rắn lớn hơn bánh lớn từ 10…15 HB Với vật liệu như trên ta chọn độ rắn HB = 245, HB = 230.1 2

II Tính toán thiết kế

1 Ứng suất cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền, ta có thể tính toán thiết kế với dự đoán đường kính nhỏ hơn 1000mm, ta có thể tính sơ bộ theo công thức (6.1a)

0 lim HL

H

K S

 Trong đó:

 : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì cơ sở, tra bảng [6.2] tài liệu [1]

ta được

13

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng

thay đổi nhiều bậc:

Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng, ở đây có 1lần ăn khớp nên c = 1

NHE1 = 60 x 1 x1458 x 28896 =161

NHE2 = 60 x 1 x360 x 28896 =39

- KHL: Hệ số tuổi họ được tính theo công thức

h HO m HL HE

N K N



m là bậc của đường cong mỏi có giá trị bằng 6h

Vì N > N nên lấy N = N để tính toán HE HO HO HE

Vậy K = K = 1HL1 HL2

- Với các giá trị trên ta có thể tính toán sơ bộ được ứng xuất cho phép:

 Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên theo (6.12)

b) Ứng suất uốn cho phép

Tính sơ bộ ứng suất uốn theo (6.2a) tài liệu [1]

14

Trong đó:

 : Giới hạn mỏi uốn cho phép tương ứng với số chu kì cơ sở N được chọn phụFO

thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng[6.2] tài liệu [1] ta được

 SF = 1,75: Hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng [6.2] tài liệu [1]

 KFC = 1, Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi khi quay 1chiều

- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

- Với các giá trị trên ta có thể tính sơ bộ ứng suất uốn

Do bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt nên tính toán thiết kế theo ứngsuất tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng

c) Ứng suất cho phép khi quá tải

Theo (6.13) và (6.14) với bánh răng tôi cải thiện và < 350

Theo công thức (6.15a), ta có khoảng cách trục a :w

1 3

 Ka = 43 (Mpa ): Hệ số phụ thuộc vào loại răng1/3

 T1 = 28918,55(Nmm): Moment xoắn trên bánh răng chủ động

aw= 43(4,05 +1)=94,95Theo tiêu chuẩn SEV229-75, chọn = 125mm�w

b) Xác định các thông số ăn khớp

- Modun được xác định theo công thức (6.17) tài liệu [1]:

mn = (0,01…0,02) a = 1,25…2,5w

Tra bảng (6.8) tài liệu [1] chọn modun pháp theo tiêu chuẩn m = 2n

- Số răng bánh nhỏ theo (6.31) tài liệu [1]:

w 1

2 cos( 1)

n

a Z

c) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên răng làm việc:

Với ttw arctan(tan / cos ) 

 Z�: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

- Hệ số trùng khớp dọc, theo (6.37):

w sin 0,4 125 sin 36

4,7 12

ba a m

+ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ănkhớp

Vận tốc vòng bánh chủ động:

V= =3,81 (m/s)Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động:

Với v = 3,81 (m/s) theo bảng (6.13), (6.14) tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn K�� = 1,16

+ : Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Với

Trong đó:

 : Tra bảng 6.15 tài liệu [1], ta có

 : Tra bảng 6.16 tài liệu [1], ta có

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

+ Z : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Do v < 5 m/s và HB < 350 nên V

+ Z : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, với độ nhám R = 2,5…1,25 taR a

chọn Z = 0,95R

+ K : Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng, Do d < 700 mmxH a

KxH = 1

1 1

2 22 55 ( )cos cos36

 Từ các giá trị trên

 Vậy nên bộ truyền đảm bảo về điều kiện bền tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa điều kiện sau đây:

   Trong đó:

 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

3,73,6

F F

Y Y







 KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

+ = 1,32: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng 6.7 tài liệu [1]

+ = 1,4: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, bảng 6.14 tài liệu [1]

+ : Hệ số kể đến tải trọng động

Với

Trong đó:

 : Tra bảng 6.15 tài liệu [1], ta có

 : Tra bảng 6.16 tài liệu [1], ta có

 v: Vận tốc vòng 3,81 m/s

Vậy

 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

19

 Tính chính xác ứng suất uốn cho phép

- Y : Hệ số ảnh hưởng của độ nhám ta lấy Y =1, Khi phay và mài răngR R

- Y : Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng S

- K : Do nên lấy K =1XF XF

Từ các giá trị trên ta tính được ứng suất uốn cho phép:

Kiểm tra điều kiện bền:

Nhận thấy giá trị tính toán nhỏ hơn nhiều so với giá trị cho phép, vì khi thiết kế theo

độ bền tiếp xúc thì độ bền uốn dư rất nhiều Vậy cho nên bộ truyền đã thỏa điều kiện bền uốn.

e) Các thông số kích thước bộ truyền bánh răng

Thông số Kí hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

 Ka = 49,5 (Mpa ): Hệ số phụ thuộc vào loại răng1/3

 T2 = (Nmm): Moment xoắn trên bánh răng chủ động

Tra bảng (6.8) tài liệu [1] chọn modun pháp theo tiêu chuẩn m = 2,5n

- Số răng bánh nhỏ theo (6.19) tài liệu [1]:

d) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên răng làm việc:

=100+ 100,63Với v = 1,48 (m/s) < 2 (m/s) theo bảng (6.13), (6.14) tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn K�� = 1,89

+ : Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Với

Trong đó:

 : Tra bảng 6.15 tài liệu [1], ta có

 : Tra bảng 6.16 tài liệu [1], ta có

+ Z : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Do v < 5 m/s và HB < 350 nên V

+ Z : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, với độ nhám R = 2,5…1,25 taR a

chọn Z = 0,95R

+ K : Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng, Do d < 700 mmxH a

KxH = 1

 Từ các giá trị trên

 Vậy nên bộ truyền đảm bảo về điều kiện bền tiếp xúc

e) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa điều kiện sau đây:

   Trong đó:

 =1: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng (răng thẳng)

 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đươngđược tính:

42117

3,693,6

F

F

Y Y





 KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

+ = 1,03: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng 6.7 tài liệu [1] sơ đồ 7

+ = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, bảng 6.14 tài liệu [1]

+ : Hệ số kể đến tải trọng động

Với

Trong đó:

 : Tra bảng 6.15 tài liệu [1], ta có

 : Tra bảng 6.16 tài liệu [1], ta có

 v: Vận tốc vòng 1,89 m/s

24

 Tính chính xác ứng suất uốn cho phép

- Y : Hệ số ảnh hưởng của độ nhám ta lấy Y =1, Khi phay và mài răngR R

- Y : Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng S

- K : Do nên lấy K =1XF XF

Từ các giá trị trên ta tính được ứng suất uốn cho phép:

Kiểm tra điều kiện bền:

Nhận thấy giá trị tính toán nhỏ hơn nhiều so với giá trị cho phép, vì khi thiết kế theo

độ bền tiếp xúc thì độ bền uốn dư rất nhiều Vậy cho nên bộ truyền đã thỏa điều kiện bền uốn.

a) Các thông số kích thước bộ truyền bánh răng

Thông số Kí hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

Hệ số dịch chỉnh x1 x2 - 0,131 0,373Đường kính vòng

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC TRỤC VÀ THEN

Ứng suất uốn cho phép:  65Mpa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15÷35 MPa

C Chọn sơ bộ đường kính trục

Theo công thức 10.9 tài liệu [1], đường kính trục thứ k với k= 1,2,3…

Đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc d được lắp bằng khớp nối với trục1

của động cơ nên tối thiểu phải lấy bằng

Với động cơ 4A160S tra bảng P1.7 tài liệu [1] ta được ddc = 42mm

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục II và III Từ hình vẽ này ta

có các kích thước của trục II như sau:

27

- Chiều rộng ổ lăn: tra bảng 10.2 tài liệu [1] với d = 40mm ta chọn chiều

rộng ổ lăn b = 23mmo2

- Chiều dài mayer bánh răng trụ

(Do chiều rộng vành răng b = 50mm)w1

- , (Do chiều rộng vành răng b = 80mm)w2

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay: k = (8÷15) = 10 mm1

- Khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp: k = 10 mm2

- Khoảng cách từ mặt mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: k = 15mm3

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông h = 18 mmn