Đồ án cơ sở thiết kế máy

Trong công cuộc đổi mới hiện nay, đất nước ta đang phát triển hết sức mạnh mẽ theo con đường Công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước theo định hướng XHCN. Trong đó, ngành công nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng trong việc phát triển nền kinh tế và giải phóng sức lao động của con người. Để làm được điều đó chúng ta phải có một nền công nghiệp vững mạnh, với hệ thống máy móc hiện đại cùng một đội ngũ cán bộ, kỹ sư đủ năng lực. Từ những yêu cầu như vậy đòi hỏi mỗi con người chúng ta cần phải tìm tòi, học tập và nghiên cứu rất nhiều để mong đáp ứng được nhu cầu đó. Là sinh viên khoa cơ khí động lực, em luôn thấy được tầm quan trọng của máy móc trong nền công nghiệp, cũng như trong sản suất.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN

9 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền

ngoài α (độ)

10 Đặc tính làm việc êm

Lời nói đầu

Trong công cuộc đổi mới hiện nay, đất nước ta đang phát triển hết sức mạnh

mẽ theo con đường Công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước theo định hướngXHCN Trong đó, ngành công nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng trong việcphát triển nền kinh tế và giải phóng sức lao động của con người Để làm được điều

đó chúng ta phải có một nền công nghiệp vững mạnh, với hệ thống máy móc hiệnđại cùng một đội ngũ cán bộ, kỹ sư đủ năng lực Từ những yêu cầu như vậy đòi hỏimỗi con người chúng ta cần phải tìm tòi, học tập và nghiên cứu rất nhiều để mongđáp ứng được nhu cầu đó Là sinh viên khoa cơ khí động lực, em luôn thấy đượctầm quan trọng của máy móc trong nền công nghiệp, cũng như trong sản suất

Hiện em đang là sinh viên ngành Cơ điện oto được Nhà trường trang bịnhững kiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có được những kỹ năng cơbản và định hướng nghề nghiệp Chính vì lý do này ngoài việc học ra thì việc thiết

kế đồ án là một công việc không thể thiếu được của mỗi sinh viên trong khoa cơkhí động lực Là sinh viên khoa cơ khí động lực em đã được thực hiện đồ án cơ sở

chi tiết máy với nội dung đề tài “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải “ Dưới sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo Vũ Đức Phúc và các thầy cô trong khoa cùng các bạn bè

cũng như sự nỗ lực phấn đấu của bản thân đã giúp em hoàn thành đồ án Tuy nhiêntrong quá trình tìm hiểu và thiết kế đồ án, do trình độ có hạn và ít kinh nghiệm, nênkhông thể tránh khỏi sai sót Em kính mong nhận được sự chỉ bảo của thầy cô để

đề tài của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày tháng năm 2020

Sinh viên

Lê Công Thiện

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tóm tắt nội dung phần I:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Lực kéo băng tải F =5000 N ;

- Vận tốc băng tải v =1,8 m/s ;

- Đừng kính băng tải D = 500 mm ;

+ Các thông số cần tính:

- Tính công suất cần thiết của động cơ Pct, kW ;

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb, vòng/phút ;

- Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu vềquá tải, mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thướcđộng cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế

- Phân phối tỷ số truyền ;

- Xác định các thông số: công suất P, số vòng quay n, mômen xoắn T trêncác trục ;

+ Yêu cầu chọn động cơ:

1.1.1 Xác định công suất động cơ.

* Công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11 TL[I] tr.20:

Plv = 1000F v = 5000.1,81000 = 9 (kW)

Trong đó:

- Plv : công suất trên trục tang quay hoặc đĩa xích, kW ;

- F = 5000 N : lực kéo băng tải, N ;

- Ti : momen tác dụng trong thời gian ti, kW ;

- T1momen lớn nhất tác dụng trên trục máy công tác, kW ;

- ti : thời gian của công suất Ti;

- tck : thời gian 1 chu kỳ của động cơ

→Công suất tương đương:Ptđ = 0,77.9 = 6,93 (kW)

*Công suất cần thiết trên trục động cơ theo CT 2.8 TL[I] tr.19: Pct = P tđ

- 𝜂đ = 0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai (để hở) ;

- 𝜂br = 0,97 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ che kín;

- 𝜂ol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn ;

- 𝜂x = 0,92 là hiệu suất của bộ truyền xích (để hở)

- ubr = 4 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng(HGT 1 cấp) ;

- uđ = 3,56 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai (đai thang) ;

- ux = 2,55 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích

→usb= 4 3,56 2,55 = 36,31

*Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là:

→Tra bảng P1.3 TL[I]tr.236 chọn được kiểu động cơ: 4A132M2Y3

Bảng số liệu của động cơ:

Đường kính trục:38mm (tra bảng 1.7trang 242)

1.2 Phân phối tỷ số truyền.

- Với động cơ đã chọn ta có: nđc = 2907(vòng/phút)

→Tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống theo CT 3.23 TL[I]tr.48:

ut= n n đc

l v = 68,752907 = 42,28

Mặt khác, theo CT 2.14 TL[I]tr.20 lại có:

ut = uđ .ubr .ux Tra bảng 2.4 TL[I]tr.21 chọn:

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 4

- Tỷ số truyền của bộ truyền: uđ = 3,56

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Tóm tắt nội dung phần II:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai đã phân phối uđ = 3,56 ;

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằngcông suất cần thiết của động cơ: P1 = Pđc= 8,41 kW ;

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = nđc = 2907 vòng/phút ;

+ Tính toán bộ truyền đai bao gồm các thông số:

- Tính chọn đường kính bánh đai chủ động (nhỏ) d1 (mm), đường kính bánhđai bị động (lớn) d2 (mm), được tiêu chuẩn hóa ;

- Dây đai: chiều dai đai l (m) và tiết diện dây đai (tròn, thang, răng lược,

hình chữ nhật dẹt, …) ;

- Khoảng cách trục a (mm), số đai z , bề rộng đai B, đường kính ngoài bánhđai da (mm) ;

- Xác định lực căng đai F0 (N) và lực tác dụng lên trục Fr (N) ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền đai (kiểm nghiệm):

- Vận tốc đai (vận tốc dài của một điểm bất kỳ trên dây đai) ≤ 25 m/s ;

- Số lần va đập của dây đai: i = v l ≤ 10 (lần/s) ;

- Góc ôm dây đai (góc chắn tâm bánh đai thể hiện phần dây đai tiếp xúcbánh đai) α1phải lớn hơn hoặc bằng 1200 ;

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng côngsuất cần thiết của động cơ: P1 = Pct = 8,41 kW > 2 kW nên ta chọn đai thang

- Theo hình 4.1 TL[I] tr.59, với P1 = 8,41 kW và n1 = 2907 vòng/phút, ta chọntiết diện đai hình thang thường loại A

- Tra bảng 4.13 TL[I] tr.59, ta có thông số kích thước cơ bản của đai thangthường loại A như sau:

A 11 13 8 2,8 81 100 - 200 560 - 4000

- Hình vẽ thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai.

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai.

2.2.1 Xác định đường kính đai.

*Đường kính bánh đai nhỏ theo tiêu chuẩn bảng 4.21 TL[I] tr.63:

→ d1= 160 mm.

-Kiểm nghiệm vận tốc đai:theo CT trang60

→ Thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỷ số truyền của bộ truyền đai.

2.2.2 Xác định chiều dài dây đai l.

- Theo bảng 4.14 TL[1] tr.60, với utt = 3,57 và d2 = 560 mm:

* Góc ôm α1 xác định theo CT 4.7 TL[I] tr.54:

kđ= 1,25(với số ca làm việc là 1, tải trọng vừa) ;

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15 TL[I] tr.61:

Cα = 0,91 (với α 1 = 145 0 ) ;

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16 TL[I] tr.61:

Cu= 1,14 (với u đ = 3,56);

-Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, trabảng 4.18 TL[I] tr.61:

ta có: h0 = 3,3; t = 15; e = 10

→ B = (3 – 1).15 + 2.10 = 42 mm

2.4.2 Xác định đường kính ngoài bánh đai.

* Đường kính ngoài của bánh đai xác định theo CT 4.18 TL[I] tr.63:

2.5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trục.

*Lực căng ban đầu được xác định theo CT 4.19 TL[I] tr.63:

Fr = 2.F0.z.sin(α1

2 ) = 2.185,60.3.sin(1452 ) = 1062,05 (N)

Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền đai.

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Tóm tắt nội dung phần III:

+ Thông số đầu vào đã biết (tính cho đĩa xích chủ động):

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích đã phân phốiux = 2,96 ;

- Công suất P1của đĩa xích chủ động (do lắp trực tiếp với trục bị động (II)của HGT nên có công suất trên đĩa xích chủ động bằng công suất PII trêntrục II của HGT): P1 = PII= 7,68 kW ;

- Tốc độ quay của đĩaxích chủ động: n1 = nII = 204,14 vòng/phút ;

+ Tính toán bộ truyền xích bao gồm các thông số:

- Tính chọn số răng z1 (răng) đĩa xích chủ động (nên chọn số lẻ); số răng z2

(răng) của đĩa xíchbị động (nên chọn số lẻ);số mắt xích x(nên chọn số chẵn,

tránh hiện tượng trùng khớp);

- Xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn p (mm, tiêu chuẩn hóa) ;

- Xác định khoảng cách trục aw (mm), đường kính đĩa xích d (mm), lực tácdụng lên trục Fr (N) ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền xích (kiểm nghiệm):

- Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây: i ≤ [i];

- Kiểm nghiệm độ bền va đập của xích về quá tải theo hệ số an toàn: s ≥ [s] ;

- Độ bền tiếp xúc của đĩa xíchH [H] ;

3.1 Chọn loại xích.

- Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống- con lăn , gọi tắt là xích conlăn Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mòn cao (khả năngchống mài mòn tốt vì con lăn trong quá trình răng đĩa xích ăn khớp với rãnh củamắt xích, điều này làm giảm lực ma sát tác dụng lên con lăn)

3.2 Xác định thông sốbộ truyền xích.

3.2.1 Tính chọn số răng các đĩaxích (z1 , z 2).

- Từ phần I ( Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có:

PII = 7,68 kW; nII = 204,14 vòng /phút; ux = 2,96

* Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động) z1 xác định theo CT mục 5.2.1TL[I] tr.80:

z1= 29 – 2.ux = 29 – 2.2,96 = 23,08 > 19 (răng) (thỏa mãn) + Theo bảng 5.4 TL[I] tr.80, với u x = 2,96:

* Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích theo CT 5.3TL[I] tr.81:

Pt = P.k.kz.kn≤ [P]

Với:

+ Pt: công suất tính toán, kW;

+ P: công suất cần truyền:

-k0: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền:

k0 = 1 (góc nghiêng đườngnối tâm α = 450- 600) ;

-ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 (chọn a =40p) ;

-kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh được) ;

-kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn:

kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi) ;

-kđ: hệ số tải trọng động:

kđ = 1 (tải trọng làm việc êm) ;

-kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền:

* Vậy điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:

Pt = 7,68.1,63.1.0,98= 12,27 (kW)

- Với {n01 =200 vg / ph

P t=12,27 kW → Tra bảng 5.5tr.81 và 5.8 tr.83 TL[I] :

Ta chọn được:

+ Công suất cho phép: [P] = 19,3 kW( bảng 5.5)

+ Bước xích: p = 31,75 mm < pmax = 50,8mm (thỏa mãn).bảng 5.8

3.3 Kiểm ngiệm xích về số lần va đập,độ bền va đập và độ bền tiếp xúc.

*Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây theo CT 5.14 tr.85:

- kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động, làm việc vừa

+ kf : hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền;

kf = 2 (do bộ truyền nghiêng góc α = 45 0 )

+ q = 3,8 kg: khối lượng 1 mét xích; (tra bảng 5.2 TL[I]

- [s] = 8,5 : hệ số an toàn cho phép; (tra bảng 5.10 TL[I] tr.86);

* Vậy hệ số kiểm nghiệm về quá tải:

-kr : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z ;

+ Đĩa xích chủ động : z1 = 25 → kr1 = 0,42 ;+ Đĩa xích bị động : z2 = 75 → kr2 = 0,10 ;

- Ft = 2844,44 N: lực vòng trên đĩa xích ;

- kđ = 1 : hệ số tải trọng động êm, bảng 5.6 TL[I] tr.82 ;

- Fvđ : lực va đập trên m dãy xích, N;

Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m (CT 5.19 TL[I] tr.87) Với:

n1 = nII = 204,14 vg/ph ;

p = 31,75 mm ;

m = 1 dãy ; → Fvđ = 13.10-7 .204,14 31,753 1 = 8,49 (N) ;

- E = 2,1.105 MPa : môđun đàn hồi của thép C45 ;

- A = 262 mm2 : diện tích chiếu của bản lề, bảng 5.12 TL[I] tr.87 ;

- kd = 1: hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, (xích 1 dãy);

- [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa ;

+ Tra bảng 5.11 TL[I] tr.86, chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi cảithiện có độ cứng 170÷210 HB nên ta có [H] = 500 MPa ;

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích chủ động:

H1= 0,47.√0,42.(2844,44.1+8,49).2,1.105

262.1 = 460,60 (MPa)

→ H1<[H]=500 : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích chủ động

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích bị động :

H2= 0,47.√0,10.(2844,44.1+8,49).2,1.105

262.1 = 224,75 (MPa)

→ H2<[H]=500 : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích bị động

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

3.4.1 Đường kính đĩa xích.

*Đường kính vòng chia của đĩa xích theo công thức 5.17 TL[I] tr.86:

3.4.2 Xác định lực tác dụng lên trục.

- Lực tác dụng lên trục xác định theo CT 5.20 TL[I] tr.88:

Fr = kx.Ft

Trong đó:

- kx = 1,05 : hệ số kể đến trọng lượng xích, (bộ truyền nghiêng

một góc α = 45 0 > 40 0 ) ;

- Ft = 2844,44 N : lực vòng;

→ Lực tác dụng lên trục:

Fr= 1,05.2844,44 = 2986,66 (N)

Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền xích.

Đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ d1 (mm) 253,32

Đường kính vòng chia của đĩa xích lớn d2 (mm) 758,20

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Tóm tắt nội dung phần IV:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng đã phân phối ubr = 4 ;

- Mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1 = TI = 93445,14 Nmm ;

- Thời gian phục vụ Lh = 24000 (giờ) ;

+ Tính toán bộ truyền bánh răng bao gồm các thông số:

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng (kiểm nghiệm):

- Độ bền tiếp xúc Hđộ bền tiếp xúc chophép [H] ;

- Độ bền uốnFđộ bền uốncho phép [F] ;

- Độ bền quá tảiHmax [H]maxvà Fmax [F]max ;

4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vậtliệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độrắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền cókhả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của

răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến

15 đơn vị:

HB1 ≥ HB2 + (10…15)HB

- Tra bảng 6.1 TL[I] tr.92, chọn vật liệu bánh răng như sau:

4.2 Xác định ứng suất cho phép.

*Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] xác định theo CT 6.1a TL[I] tr.93:

[σH] =σ o Hlim K HL

S H

Trong đó:

- σ Hlim o : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :

σ Hlim o = 2.HB + 70 (MPa) (Tra bảng 6.2 TL[I] tr.94);

→σ Hlim1 o = 2.HB1 +70 = (2.245) +70 = 560 MPa ;

→σ Hlim2 o = 2.HB2 +70 = (2.230) +70 = 530 MPa ;

- SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (bảng 6.2 TL[I] tr.94);

- KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền khi thử về tiếp xúc :

KHL = m H

√N HO

N HE (CT 6.3 TL[I] tr.93) Với :

+ mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc :

NHE = 60.c.∑ ( T i

T max)3.ni.ti (CT 6.7 TL[I] tr.93) Trong đó:

- c = 1: số lần ăn khớp trong một vòng quay ;

- Ti : mômen xoắn ở chế độ thứ i ;

- Tmax: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét ;

- ni : số vòng quay của bánh răng đang xét :

Theo bảng kết quả tính toán ở phần I ta có:

+ Số vòng quay của bánh răng chủ động :

n1 = nI = 816,57 vòng/phút

+ Số vòng quay của bánh răng bị động :

→ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của bánh răng chủ động:

[σH1]max= 2,8.σch1= 2,8.580 = 1624 (MPa)

→ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của bánh răng bị động:

[σH2]max= 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

*Ứng suất uốn cho phép [σF]xác định theo CT 6.2a TL[I] tr.93:

- σ Flim o : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :

σ Flim o = 1,8.HB (MPa) (Tra bảng 6.2 TL[I] tr.94)

→ σ Flim1 o = 1,8.HB1= 1,8.245 = 441 MPa ;

→ σ Flim2 o = 1,8.HB2 = 1,8.230= 414 MPa ;

- SF = 1,75 : hệ an toàn khi tính về uốn(tra bảng 6.2 TL[I] tr.94);

- KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải :

KFC =1 do đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ;

- KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền khi thử về uốn :

KFL = m F

√N FO

N FE (CT 6.4 TL[I] tr.93) Với :

+ mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn :

mF = 6 do độ rắn mặt răng HB < 350 ;

+ NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

→ NFO1 = NFO2 = 4.106 ;+ NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi thử về tiếp xúc, trongtrường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi theo bậc :

- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cảu cặp bánh răng và loại răng,

Do là loại răng thẳng và vật liệu bánh răng là thép – thép nên trabảng 6.5 TL[I] tr.96 ta có:

Ka= 43 MPa1/3 ;-T1 : moomen xoắn trên trục bánh răng chủ động, Nmm :

T1= TI= 93445,14 Nmm (số liệu bảng kết quả Phần I);

-[σH] = 495,45 MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép(phần IV.2.1) ;

- u = ubr = 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng;

- Chọnψba= 0,5 (tra bảng 6.6 TL[I] tr.97) ;