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

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sửdụng và tra cứu các tài liệu sau: - Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trị

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chươngtrình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy Đồ án mônhọc Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiếnthức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi,

Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế vàlàm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánhrăng và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nốitới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới băng tải

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sửdụng và tra cứu các tài liệu sau:

- Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất

và PGS.TS-Lê Văn Uyển

- Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp

- Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có nhữngmảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảngcủa các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót

Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để emcũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy NgôVăn Quyết đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đượcgiao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

-@ -

Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

I.1 Chọn động cơ

I.1.1.Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết trên băng tảI là :

1000

78 , 0 5700 1000

.





v F

4,0.6

,0

1 2

h h

h h

ck

i i

t

t T

Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức:

55 , 9

42 81 , 936073

55 , 9

78 , 0 60000

60000

Theo sơ đồ đề bài thì :  = m

ổ k bánh răng khớp nối.xich

m : Số cặp ổ (m =4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3[1], ta được các hiệu suất: ổ = 0,9925

12,4

I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Theo bảng 2.4, chọn tỉ số của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ là

16



uh , truyền động xích (bộ truyền ngoài) làux2  tỉ số truyền của toàn bộ hệthống là:

ut  uh ux  16 2  32

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb: (Theo 2.18[1])

nsbđc = nlv usb = 42.42 =1344 vg/ph

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 1500vg/ph

Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc  Ptddc , nđc  nsb và

dn

K mm

T

T T

T

4 , 1



T

Tmm

Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với Ptddc =4,85 kw và nđb =1500 vg/ph ,ta chọnđược kiểu động cơ là : K132M4

Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :

17,2Theo tiêu chuẩn kích thước nhỏ gọn chọn uhộp =16

4 , 34



Kết luận : uh = 16 ; u1 = 4; u2 =4 ; uxích =2,15

-Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục

Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫnđộng.

Công suất trên các trục :

45 , 4

82 , 4

01 , 5

31 , 90

82 , 4

1445

5 , 5 55 , 9

55 ,

Bảng 1

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

II.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Công suất tại trục chủ động P1x=PIII= 4,82 kw

Số vòng quay của trục chủ động n1x=n3 =90,31 v/ph

Tỉ số truyền ux = 2,15

Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 300

Làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ

II.1.1 Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn

II.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Xuất phát từ công thức thực nghiệm Z1 = 29 – 2u  19

= 29 – 2.2,15 = 24,7 Lấy Z1= 25

Do đó số răng đĩa xích lớn Z2 =uz1 = 25.2,15 = 53,75 chọn Z2= 55 <120=Zmax

Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất của xích là mòn, do đó ta tính xích theo

Kđc=1 (điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích )

Kđ=1(tải trọng làm việc êm )

x= 0,5(z1+z2)+2aw34/p +(z2-z1)2p/(42aw34)

= 0,5 (25+55) +2.1270.31,75 +(55-25)2/(421270) =120,6 Lấy giá trị chẵn xc=120 và tính lại khoảng cách trục theo công thức;

1 2

2 2

1 )] 2 ( ) / (

5 , 0 [x z z  z  z  } = 0,25.31,75 {120- 0,5(25+55)+ {[120- 0,5( 25+55)]2- 2(55-25)2/2}1/2 }=1260,887( mm)

Để xích không quá căng giảm a một lượng

aw34=(0,002-0,004 )aw34=2,52…5,04 mm

Vởy ta lấy khoảng cách trục là aw34 =1256 mm

-Số lần va đập của xích;

i = z1n1x/15x = 25.90,31 /(15.120)=1,25 <[i] =25

II.1.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Để đảm bảo xích không bị phá huỷ do quá tải hệ số an toàn s phảI thoả mãn điều kiện; (theo ct5.15[1])

II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức:

Hx = 0,47[kr( FtxKđ +Fvđx_) E/ (Axkd) ]1/2  [Hx]

x2= Z2p n2x/60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s

Từ đó: Ftx2 =1000 P2x/vx2 =1000 4,45 / 1,22 = 3647,54 N

Hx2 = 0,47.[0,23.(3647,54.1 +1,75)2,1.105/(262.1) ]1/2= 385,5 MPaNhư vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất cho phép [H]

=600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và đĩa 2

II.2 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

II.2.1.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng).

II.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép.

-ứng suất tiếp xúc cho phép:

mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

4  30 245  1 , 6 10

HO N

NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ởchế độ i của bánh răng đang xét

N HE3  60 c.n3 t i T i /T13.t i /t ck

3 7

3 3

3 3

1 560

1 , 1

1 530

Vậy ta chọn [H]max =1260 Mpa

mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6.

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

NFO = 4.10 6vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

m i i i

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ởchế độ i của bánh răng đang xét

3

.

.

ba H

H

u

K T

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

Theo bảng 6.5[1],với bánh răng thẳng Ka =49,5

11 , 1 29 , 132444

 Tính lại khoảng cách trục : a’w23 = m.Zt/ 2 = 2,5 145/ 2 = 181,25 (mm)

Do đó cần dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục từ 181,25 xuống 180 mmTheo CT6.22[1], hệ số dịch tâm:

y= aw23/m - 0,5zt =180/2,5-0,5.145 =- 0,5

Theo CT6.23[1]: Ky = 1000y/zt =1000.(- 0,5)/145 =- 3,45

Theo CT6.10a[1] tra được: Kx =- 0,0866

=> hệ số giảm đỉnh răng : y=kx.zt/1000 = - 0,0124

II.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]

Theo 6.33[1]:

3 2 34

2 3

.

) 1 (

2

w w

H

d u b

u K

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

=

3

) 74 , 1 4 ( 

3 , 99

4

180 36 , 1 73 006 , 0

o H

2

72 72 99 , 3 1

.

2

1

w w H Hv

K K T

d b K

 KH = 1,11.1.1,07 = 1,19

Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] :

72 4 72

) 1 4 (

19 , 1 29 , 132444

= 443,31 (MPa)Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v = 1,36 (m/s )  ZV = 1 (vì v < 5 m/s ) Cấp chính xác động học là 9,chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là

Ra = 2,5 1,25 m Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm)  KxH = 1

[H] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7MPa , H  [H]

Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc

II.2.1.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

o F

[F3] = 252.1.1,016.1= 256,034 MPa

[F4] = 236,5.1.1,016.1=240,284 MPa

F3, F4 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo

II.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đượcvượt quá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,4

Theo 6.48[1] :

Hmax= H K qt = 443,31 1 , 4 = 524,53MPa < [H]]max= 1260MPa; F3max=F3Kqt= 83,33.1,4 = 116,66MPa < [F3]max= 464 MPa; F4max = F4Kqt = 77,48.1,4 = 108,47MPa < [F4]max = 360MPa;Vậy răng đủ độ bền về quá tải

II.2.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng).

II.2.2.1.Chọn vật liệu.

Do cấp nhanh chịu tải trọng nhỏ hơn cấp chậm khá nhiều nên vật liệuchế tạobánh răng cấp nhanh không đòi hỏi cao như cấp chậm Ta chọn thép 45 thường hoáđạt các chỉ tiêu sau:

HB1 = 190 (HB) ; b1 = 600 MPa ;ch1 = 340 MPa

HB2 = 170 (HB) ; b2 = 600 MPa ;ch2 = 340 MPa

II.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép.

-ứng suất tiếp xúc cho phép:

mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6.

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2  30 170  0 , 764 10

HO N

NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ởchế độ i của bánh răng đang xét

1 7

3 3

3 3

1 450

1 , 1

1 410

Vậy ta chọn [H]max =952 Mpa

mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6

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

NFO = 4.10 6vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

i i i

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ởchế độ i của bánh răng đang xét

II.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]

Theo 6.33[1]:

1 1 12

1 1

.

) 1 (

2

w w

H

d u b

u K

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

=

3

) 77 , 1 4 ( 

Theo công thức 6.42 [1] :

4

180 54 56 006 , 0

o H

72 54 17 , 12 1

.

2

1

w w H

d b K

 KH = 1,08.1.1,64 = 1,77

Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] :

72 4 54

) 1 4 (

77 , 1 78 , 34366

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v1 =5,4 (m/s )  ZV = 0,85.v0,1=0,85.5,40,1 =1,01(vì v < 5 m/s ) Cấpchính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt

độ nhám là

Ra = 2,5 1,25 m Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm)  KxH = 1

[H] = 372,727.1,01.0,95.1 = 357,63 MPa

Như vậy, H  [H]  Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc

II.2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

o F

với m = 2 Ys= 1,08- 0,0695ln(2) = 1,03; YR=1; KxF=1(da< 400), do đó ứngsuất uốn cho phép thực tế là

[F1] = 195,43.1.1,03.1= 201,29 MPa

[F2] = 174,86.1.1,03.1=180,11 MPa

F1, F2 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo

II.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đượcvượt quá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,4

Theo 6.48[1] :

Hmax= H K qt = 305,67 1 , 4 =361,67 MPa < [H]]max= 952 MPa; F1max=F1Kqt= 61,65.1,4 = 86,31 MPa < [F1]max= 272 MPa; F2max = F2Kqt = 53,34.1,4 = 83,08MPa < [F2]max = 272MPa;Vậy răng đủ độ bền về quá tải

Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc:

Điều kiện bôi trơn:

-da2: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh

-da4: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm

da4 = 293,06(mm); da2 = 292 (mm)

292

06 , 293

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn

Các thông số và kích thước của hai bộ truyền:

Góc nghiêng của răng:  = 0o

Số răng của bánh răng: Z1 = 36 , Z2 = 144

Khoảng cách trục: aw23 = 180 (mm).

Môđun : m = 2,5

Chiều rộng vành răng: bw34 = 72 (mm)

Tỉ số truyền : u2 = 4

Góc nghiêng của răng:  = 0o

Số răng của bánh răng: Z3 = 29 , Z4 =116

Hệ số dịch chỉnh: x3 = -0,11 , x4 = -0,4

Đường kính chia: d3 = 72,5(mm), d4 = 290(mm)

Đường kính đỉnh răng: da3 = 77,01(mm), da4 = 293,06(mm)

Đường kính đáy răng: df3 = 65,7(mm), df4 = 281,75(mm)

Lực ăn khớp trên các bánh răng như sau:

PHẦNIII TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

III.1.Chọn khớp nối

Loại nối trục đàn hồi

Theo 16.1[2] ta có mô men xoắn tính toán:

Tt=k.Tđc ; k_ hệ số chế độ làm việc,hệ dẫn động băng tải k=1,2  Tt =1,2.36,34948 =43,624 (Nm)

Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theomômem xoắn :

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45,tôi cób= 600 MPa

ứng suất xoắn cho phép [] = 12 20 Mpa

III.2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1 3;

3  

2 ,

0 

k k

78 , 34366

29 , 132444

92 , 509699

3

Động cơ K132M4 có đường kính trục dđc=32 (mm),ta có thể chọn sơ bộđường kính các đoạn trục I,II và III như sau :

giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :k1 =15 (mm)

 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :k2 =10 (mm)

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ : k3 =10 (mm)

 Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn =20 (mm)

Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục :

N X

A B

92 , 190 78 , 572 1

N Y

A B

73 , 173 73 , 173 1

1

- Trục II:

Hình5

N X

D C

60 , 2579 78 , 126 2

N Y

D C

79 , 1021 89 , 582 2

N X

E G

79 , 3625

37 , 3762 3

N Y

E G

16 , 622 01 , 4551 3

3

III.2.5 Tính chính xác trục

III.2.5.1 Trục I Hình7

- Tính các mômen:

Mx13 = Y1A.l13 = 173,73.64,5 = 11177,85 Nmm

My1A = Fkx.l12 = 190,93.64,5 = 12314,99 Nmm

My13 = Ft13.l13/2 + My13/2 =954,63.64,5/2+12314,99/2=34944,31 Nmm

- Mômen uốn tổng tại các tiết diện

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

1 2 1









- Mômen tương đương tại các tiết diện:

Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục :

2

1 2

1 ,

0 

j td j

5 , 29762

47 , 48740

71 , 32209

- Mômen uốn tổng tại các tiết diện

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

2

1 2 1

1j M x j M y j

23 2 23 2

- Mômen tương đương tại các tiết diện:

Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục :

1 2

1 ,

0 

j td j

76 , 247299

31 , 120981

= 280445,87 Nmm

- Mômen uốn tổng tại các tiết diện

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

1 2 1

- Mômen tương đương tại các tiết diện:

Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục :

1 2

1 ,

0 

j td j

08 , 441413

42 , 527486

48 , 558620

III.3.1 Kiểm nghiệm trục I

- Kết cấu trục I đảm bảo độ bền mõi cần phải thoả mãn điều kiện sau:

 s s s s s

sj , sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứngsuất tiếp xúc tại tiết diện j, được tính theo công thức sau đây:

aj, aj, mj, mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suấttiếp tại tiết diện j Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đốixứng

Do đó: mj = 0; aj = maxj =

j

j W M

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thau đổi theo chu kì mạch động

mj = aj = 0,5maxj =

oj

j W

12

2 1 12 1 12 3

32 2

4 32 5 10 32

32 14 , 3

2

.

t d t b d

12

2 1 12 1 12 3

32 2

4 32 5 10 16

32 14 , 3

2

.

t d t b d

2 3

13

2 1 13 1 13 3

38 2

5 38 5 10 32

38 14 , 3

2

.

t d t b d

13

2 1 13 1 13 3

38 2

5 38 5 10 16

38 14 , 3

2

.

t d t b d

3

3 1

3

1 4207 , 11

32

35 14 , 3

01 8414 , 22

16

35 14 , 3

d

- Tính các ứng suất

MPa W

M

86 , 2602

0

12

12 12 max

12    



MPa W

M

87 , 4667

27 , 38598

13

13 13

max

13     



MPa W

M

A

A A

A

11 , 4207

12314,99

1

1 1

max

1    



MPa W

T

o a

22 , 5818 2

78 , 34366

12 12

12     



MPa W

T

o a

18 , 10052 2

78 , 34366

13 13

13     



MPa W

T

A o

A A

a A

22 , 8414 2

78 , 34366

1 1

- Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, tra bảng 10.9[1] hệ số tăngbền ky =1

- Tra bảng 10.10[1]

12 = 0,874 12 = 0,804

13 = 0,856 13 = 0,786

1A = 0,865 1A = 0,795

- k và k : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

- Trục lắp với bánh răng, ổ bằng phương pháp độ dôi nên có thể tra bảng10.11[1] xác định được tỉ số K/ và K/ tại các tiết diện này

- Tại vị trí lắp bánh răn và khớp nối có rãnh then nên theo bảng 10.12[1] khidùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với b =

600 MPa là k = 1,76 và k = 1,54