Đồ án môn học thiết kế truyền Động cơ khí

PHẦN I: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.. Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động.. Chọn loại xích: xích con lăn Xích con lăn về kết cấu giống như xích ống

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC MỎ ĐỊA CHẤT

ĐỒ ÁN MÔN HỌCTHIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

CÁN BỘ HƯỚNG DẪN SINH VIÊN

Ths PHẠM TUẤN LONG VŨ BÁ TUÂN

HÀ NỘI, 2020

4, Bộ truyền xích.

5, Băng tải.

II, Số liệu trạm dẫn động băng tải.

 Thông số đầu vào:

+ Lực kéo băng tải: F = 7000 (N)

+ Vận tốc băng tải: v = 0,55 (m/s)+ Đường kính tang: D = 340 (mm)+ Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: β = 65°

 Đặc tính làm việc: êm

PHẦN I: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

TỶ SỐ TRUYỀN.

I Chọn công suất động cơ điện:

a Công suất cần thiết của động cơ.

+ Ta có: P ct= Pv

1000η

Trong đó: P là lực kéo băng tải

v là vân tốc băng tải

- hiệu suất ổ trượt ηot = 0,99

- hiệu suất ổ lăn ηol = 0,99

- hiệu suất trục vít bánh vít ηtv = 0,4

- hiệu suất khớp nối ηk = 0,99

- hiệu suất bộ truyền xích ηx = 0,93

Căn cứ vào giá trị của N đã tính ở trên, có thể xét điều kiện: đc P dc¿ P ct

Tra bảng phụ lục P1.2 [1] ta chọn được động cơ điện:

+ kiểu động cơ: DK63-2

+ công suất động cơ: P dc =14 kW

+ vận tốc quay: n dc =2930 vg ph/

II Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số chuyền chung của hệ:

+ Tỷ số truyền xích : u x = 3

+ Tỷ số truyền của trục vít bánh vít: u tv = 31,6

III Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động.

5 4

3 2

1

D

a Công suất trên từng trục.

+ Công suất trên trục động cơ:

+ Số vòng quay trên trục II:

n2 =n1

u tv

31,6 = 92,72 (vg ph/ )

c Momen xoắn trên các trục.

+ Momen xoắn trên trục I:

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH.

I Thiết kế bộ truyền xích.

a Chọn loại xích: xích con lăn

Xích con lăn về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắm thêmcon lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng

ma sát lăn và răng đĩa (ở xích con lăn) Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn caohơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn đượcdùng khá rộng rãi

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

Thông số của xích:

+ Chọn số răng đĩa xích:

Từ số răng đĩa nhỏ z1 tính ra số răng đĩa lớn z2:

z2=u z1≤ z max (2.1)Trong đó: z max được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bịmòn sau một thời gian làm việc: z max=120

Theo bảng 5.4 [1]: Với u = 3 chọn z1 =25 thay vào công thức (2.1) ta được:

z2 = 3 25 75<120 =

+ Xác định bước xích:

truyền xích được viết dưới dạng:

P t =P k k z k n ≤[P] (2.2)Trong đó: P t , P ,[P ] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và côngsuất cho phép, kW;

k được xác định từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 [1] với:

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

k là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

k đclà hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

k btlà hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

k đlà hế số tải trọng động, kế đến tính chất của tải trọng

k c là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Trong công thức (2.2) với z1 =25 thì suy ra k z=25

Trong công thức (2.3) với:

k0 =1 (đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc

¿ 40o¿

k a=1 chọn a¿ 40p

k đc=1 ( điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích )

k đ=1 ( tải trọng làm việc êm )

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:

∆ a=0,003 a=0,003.1277 ≈ 4 mm, do đó a=1273 mm

II Kiểm nghiệm độ bền

+ Hệ số an toàn

(k đ F t +F o +F v)≥[s] (2.4)Trong đó: Q là tải trọng phá hỏng, N tra theo bảng 5.2 [1]

k đ là hệ số tải trọng động; k đ =1,2;1,7 ;và 2,0 ứng với chế độ làm việctrung bình, nặng và rất nặng, với tải trọng mở máy 150, 200 và 300% so với tảitrọng danh nghĩa

Với a là khoảng cách trục, m ; k f là hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và

vị trí bộ truyền Với giá trị thường dùng của độ võng f = ( 0,01…….0,02 )a lấy

phương nằm ngang và bộ truyền thẳng đứng

[s] là hệ số an toàn cho phép, trị số cho trong bảng 5.10 [1]

Tra bảng 5.2 [1] ta được tải trọng phá hỏng Q = 88500 N, khối lượng 1 mét xích q

Thay số vào công thức (2.4) ta được:

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

a Xác định các thông số của đĩa xích

+ Đường kính của xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

d1 =¿ ¿p (2.6)

d2 =¿ ¿p (2.7)Thay p = 31,75; z1=25 ; z2= 75 lần lượt vào các công thức (2.6) và (2.7) ta được:

Thay k x=1,05, F t =3398,4 Nvào công thức (2.8) ta được:

Trong đó: n1 – số vòng quay của trục vít (vg/ph)

T – momen xoắn trên trục bánh vít (Nmm)

Tra tài liệu [1] trang 146, 147 với v s=9,96 m/s > 5 m/s nên chọn vật liệu là đồng

thanh thiếc БpOH𝚽 và phương pháp đúc li tâm để chế tạo vành bánh vít.

Tra bảng 7.1 [1] ta được: σ b =290 MPa, σ ch=170Mpa

b Trục vít.

+ Làm bằng thép cacbon trung bình C45

+ Tôi bề mặt đạt độ cứng HRC = 50 (tra tài liệu [1] trang146)

+ Mài và đánh bóng

III Xác định ứng suất cho phép.

a Ứng suất cho phép của bánh vít:

Tra tài liệu [1] trang 148 ta có bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc, [σ H] xác định

Thay N HE=190895400 chu kì vào (2.11) ta được:

b Ứng suất uốn cho phép của bánh vít:

Tra tài liệu [1] trang 148 ta có được ứng suất uốn cho phép được xác định theocông thức: [σ F] = [σ FO]K FL (2.12)

Với N FE=60.∑¿ ¿ do tải trọng êm nên: N FE=190895400 chu kì

Thay [σ FO] = 86 MPa, K FL=0,55 vào (2.12) ta được ứng suất uốn cho phép:

[σ F] = [σ FO]K FL = 86 0,55 = 47,3 MPa

c Ứng suất cho phép khi quá tải:

Tra tài liệu [1] trang 149 ta có được với bánh vít bằng đồng thanh thiếc:

¿

IV Tính toán truyền động trục vít về độ bền.

a Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

z2 là số răng bánh vít

q là hệ số đường kính trục vít

T2 là momen xoắn trên bánh vít

K là hệ số tải trọng, chọn sơ bộ K = 1,1

Với u tv=31,6, chọn z1 =2, do đó z2 =31,6 2=63,2 lấyz2 =64 thì suy ra q = 0,3.64 = 19,2 tra bảng 7.3 [1] ta lấy q = 20

Thay số vào (7.16) ta được:

- Hệ số dịch chỉnh:

Muốn đảm bảo được khoảng cách trục a w định trước (tận cùng bằng 0; 5 hoặc lấytheo tiêu chuẩn) cần tiến hành dịch chỉnh khi cắt bánh vít Hệ số dịch chỉnh đượcxác định theo công thức (7.18) trong tài liệu [1] ta có được:

b Kiểm nghiệm bánh răng trục vít về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (7.19) [1] ta có được ứng suất xuất hiện trên mặt bánh vít của bộtruyển thiết kế thỏa mãn điều kiện sau:

Theo công thức (7.20) ta có được công thức tính vận tốc trượt:

Đường kính ngoài của bánh vít:

c Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn.

Theo công thức (7.26) [1] ta có để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suấtuốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ F=1,4.T2 Y F K F (b2 d2 m n) ≤[σ F] (2.16)Trong đó:

m n =m cos γ=4.cos(5,4)=4 là môđun pháp của bánh răng,

K F =K Fβ K Fv là hệ số tải trọng, với K Fβ =K Hβ= 1 (tải trọng êm ),K Fv=1,1

=> Điều kiện bền uốn thỏa mãn

d Các thông số cơ bản của bộ truyền.

β=1 hiệu số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng

Chọn K t=13(m2 oC), trị số của K tq phụ thuộc vào số vòng quay của quạt n qvòng/phút K tq=40 ứng với n q=2930 (vòng/phút)

Ψ là hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy, ta lấy ψ = 0,25 Thừa nhận t d=90 oC (trục vít đặt dưới bánh vít), t o=20 oC

η là hiệu suất bộ truyền và P1 là công suất trên trục vít

Ứng suất uốn cho phép: [τ¿=15 … 30 MPa

II Xác định sơ bộ đường kính trục.

Tính sơ bộ đường kính trục:

Theo (10.9) [1] đường kính trục thứ k với k = 1, 2 ta có:

[τ¿ là ứng suất cho phép Chọn [τ¿ = 16 MPa

T1 là momen xoắn trên trục vít T I =T1 =34419,11 (Nmm)

T2 là momen xoắn trên trục bánh vít T II =T2 =430532,79(Nmm)Vậy:

F a 1 ; F a 2 lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít

F t 1 ; F t 2 lần lượt là lực vòng trên trục vít và bánh vít

F r 1 ; F r 2 lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít

d2 là đường kính vòng chia trục vít: d2=256 mm

T2 là momen xoắn trên trục bánh vít: T2 =430532,79 (Nmm)

α là góc profin trong mặt cắt dọc của trục vít, α=20 o

γ là góc vít, γ=5,4 o

Thay số vào công thức (3.1) ta được:

Hình 3.1: Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc trục vít

Theo bảng (10.2) trang 189 [1] ta tra được chiều rộng ổ lăn b o là:

d I =25 mm= ¿b oI=17mm

d II =55 mm= ¿b oII=29mm

Chiều dài mayơ đĩa xích:

l m 12 =(1,2 …1,5) d I= 1,4 25 = 35 mm Chiều dài mayơ bánh vít:

l m 22 =(1,2 … 1,8) d II= 1,4.55 = 77 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi:

l m 23 =(1,2 … 2,5) d II =1,4.55=77 mm

Theo bảng (10.3) trang 189 [1] ta có:

Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến thành trong của hộp: k1 =15

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: k=15

l m23 = 77 mmChiều dài đoạn

 B = 226 N

A = 181 N

Biểu đồ nội lực trục I:

2 Tính momen và đường kính trục I:

Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [1] ta có được:

Công thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trênchiều dài trục:

d j= 3

√ M tđj

(0,1[σ]) (3.4)Trong đó: [σ¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 [1] với d I =25 mm , σ b=600 MPa vậy ta lấy [σ¿ =64 MPa

Vậy momen uốn tổng và momen tương đương tại các vị trí lần lượt là:

Trục I:

Tại vị trí 10:

M tđ 10=√0+0,75.34419,112= 29808 Nmm Tại vị trí 11:

M tđ 11=√0+18018 2

+0,75 34419,11 2

= ¿ 34830 Nmm Tại vị trí 12:

Thay số vào (3.4) ta được:

4 Tính momen và đường kính trục II:

Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [1] ta có được:

Công thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trênchiều dài trục:

d j= 3

√ M tđj

(0,1[σ]) (3.4)Trong đó: [σ¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 [1] với d2=45 mm σ b=600 vậy ta lấy [σ¿ =62

Vậy momen tương đương tại các vị trí trên trục II là:

VI Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

1 Điều kiện thỏa mãn của trục.

Các tiết diện nguy hiểu của trục phải thỏa mãn điều kiện (10.19) [1]:

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

s σj và s τj là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

Theo công thức (10.20), (10.21) [1] lần lượt ta có được:

σ−1 vàτ−1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng

σ−1=0,436 σ b , τ−1=0,58 σ−1 σ aj , σ mj , τ aj , τ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suấtpháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

ψ σ và ψ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của tri sô ứng suất trung bình đến độ bềnmỏi, tra bảng (10.7) [1]

K x là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương phápgia công và độ nhẵn bóng bề mặt, cho trong bảng (10.8) [1]

K y là hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] phụ thuộc vàophương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu

Ta có các tiết diện nguy hiểm của trục là các tiết diện sau:

Theo bảng (10.7) [1] với σ b =600 MPata tra được: ψ σ=0,05 , ψ τ=0

Với thép 45 có σ b =600 MPa, σ−1=0,436 600=261,6 MPa,

Với d12=35 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 10 , t1 =5

Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắncủa trục có 1 rãnh then lần lượt là:

Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x=1,06

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:

K σd 12= (2,06+1,06−1)1 =2,12

K τd 12=1,9+1,06 1−

Vậy ta xác định được hệ số an toàn

Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được:

Tiết diện 11:

Với d11=30 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 8 , t1 =4

Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắncủa trục có 1 rãnh then lần lượt là:

Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x=1,06

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:

K σd 11= (2,06+1,06−1)1 =2,12

K τd 11=1,9+1,06 1−

Vậy ta xác định được hệ số an toàn

Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được:

s σ 11= 2,12 9,5+0,05 0=13



 Xét tiết diện trên trục II:

Tiết diện 23

Theo bảng (10.7) [1] với σ b =600 MPata tra được: ψ σ=0,05 , ψ τ=0

Với thép 45 có σ b =600 MPa, σ−1=0,436 600=261,6 MPa,

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.9) ta có được:

K τd 11=2,05+1,06 1−

Vậy ta xác định được hệ số an toàn

Thay số vào (3.7) ta có được:

2,11 14+0 14=5,1

s23=s τ 23=5,1>[s]=1,5 (ĐẢM BẢO) Vậy ta chọn được kiểu lắp là k6

Tiết diện 22:

Theo bảng (10.7) [1] với σ b =600 MPata tra được: ψ σ=0,05 , ψ τ=0

Với thép 45 có σ b =600 MPa, σ−1=0,436 600=261,6 MPa,

Với d22=50 mm ta tra bảng (9.1) [1] thì ta được kích thước then là: b = 14 t1 =5,5

Theo bảng (10.6) [1] ta tra được công thức tính momen cảm ứng và momen xoắncủa trục có 2 rãnh then lần lượt là:

Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt K y=1 Theo bảng (10.12)[1] khi dùng dao phay ngón ta tra được:K σ =1,76 , K τ=1,54

Theo bảng (10.10) [1] với d22=50 mm ta tra được: ε σ =0,81; ε τ=0,76

Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x=1,06

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:

Tiết diện 21:

Theo bảng (10.7) [1] với σ b =600 MPata tra được: ψ σ=0,05 , ψ τ=0

Với thép 45 có σ b =600 MPa, σ−1=0,436 600=261,6 MPa,

Tra bảng (10.8) [1] ta tra được: K x=1,06

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào lần lượt (3.8), (3.9) ta có được:

2 Kiểm nghiệm độ bền của then.

Theo công thức (9.1), (9.2) [1] ta có điều kiện dập và điệu kiện bền cắt có dạng:

[d l t(h−t1)]≤[σ d] (3.10)

τ c =2T /d l t b ≤[τ c] (3.11)Trong đó:

σ d và τ c là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa

d là đường kính trục mm, xác định được khi tính trục

T momen xoắn trên trục, Nmm

l t, b, h, t là kích thước,l t =1,35 d mm, tra bảng 9.1 [1] hoặc bảng 9.2 [1] [σ d¿ ứng suất dập cho phép, MPa, trị số cho trong bảng 9.5 [1]

[τ c¿ ứng suất cắt cho phép, với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh [τ c¿=60 … 90 MPa

Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ¿¿d]=150 MPa¿, [τ¿¿c]=60 MPa¿

Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Tiết diện 11:

[30 1,35.30 (7−4 ) ] =18,9 MPa ≤[σ d]=150 MPa

τ c=2 34419,11

30 30.1,35 8=7,1 MPa ≤[τ c]=60 MPa

Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ¿¿d]=150 MPa¿, [τ¿¿c]=60 MPa¿

Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Trục II:

Tiết diện 21:

Thay số lần lượt vào (3.10), (3.11) ta có được:

[50 1,35.50 (9−5,5 ) ] =56,7 MPa ≤[σ d]=150 MPa

τ c=

50 50.1,35 14=18,2 MPa ≤[τ c]=60 MPa

Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ¿¿d]=150 MPa¿, [τ¿¿c]=60 MPa¿

Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Tiết diện 22:

Thay số lần lượt vào (3.10), (3.11) ta có được:

[50 1,35.50 (9−5,5 ) ] =56,7 MPa ≤[σ d]=150 MPa

τ c=2 430532,79

50 50.1,35 14=18,2 MPa ≤[τ c]=60 MPa

Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ¿¿d]=150 MPa¿, [τ¿¿c]=60 MPa¿

Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt Tiết diện 23:

Thay số lần lượt vào (3.10), (3.11) ta có được:

[45.1,35.45 (9 5,5− )]=67 MPa ≤[σ d]=150 MPa

τ c=2 430532,79

45 45.1,35 14=22,5 MPa ≤[τ c]=60 MPa

Theo bảng (9.5) [1] với tải trọng tĩnh [σ¿¿d]=150 MPa¿, [τ¿¿c]=60 MPa¿

Vậy then đảm bảo độ bền dập và cắt VII Chọn loại ổ lăn và kiểm nghiệm ổ.

Chọn sơ bộ ổ

Vì F a

F r

Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ (Theo bảng P2.11 trang 261 [1] ta có được)

Ký hiệu: 7206

Khả năng tải tĩnh: C0 = ¿ 22,30 kN

Khả năng tải động: C = 29,80 kN

Góc tiếp xúc: α=13,67 o

Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ trên trục I

Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ tại D vì ổ này chịu tải trọng lớn hơn

Ta có hệ số e = F a

C0

= 22,3.10003364 =0,15 ( hệ số thực nghiệm ) theo bảng (11.4) [1]Theo công thức (11.3) trang 214 [1] ta có tải trọng động Q được tính theo côngthức đối với ổ đũa côn là:

Q = (XVF r + YF a)k t k đ (3.12)Trong đó:

F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay: vòng trong quay V = 1

k t là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k t=1

k đ là hệ sô kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng (10.3) trang 215 [1] với tải trọng