thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải

Được học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm phư

Lời nói đầu

Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày Được

học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế

một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm phương pháp làm vệc khi tiến hành công việc thiết kế Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở việc thiết kế, chưa thực sự có tính tối ưu trong việc thiết kế các chi tiết máy, và chưa thực

sự mang tính kinh tế cao do kiến thức hạn chế của người thiết kế.Do lần đầu tiên làm đồ án thiết kế nên chắc chắn không tránh khỏi những sai xót, hạn chế rất mong được sự thông cảm của quí thầy

Em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Công nghệ chế tạo máy đã tạo điều kiện cho em được học môn này Đặc biệt,em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hùng Thắng đã

giúp em hoàn thành môn học này

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Đắc Thinh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY

- O 0 O

-THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải

theo sơ đồ sau

CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC :

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Xác định công suất động cơ :

1 Công suất làm việc N lv:

Do tính chất tải trọng không thay đổi

V = 0,59 - Vận tốc vòng băng tải ( m/s )

2 Công suất của động cơ N ycđc:

Xác định theo công thức :N ycđc= ηN ht lv

Ta có : ηht= ηđai.ηbr.ηtđ.ηkn.ηbt.η4

ô Trong đó :

98,0

2

2

1 1

2 1

6 4

π = 3,14.390 28,89

59,0.10

2 Tốc độ yêu cầu của động cơ n ycđc.

Là tốc độ quay của trục động cơ

ycđc

n = iht n lv

Với iht là số truyền chung của hệ thống

Tỉ số truyền trung bình của bộ truyền đai thang iđ =2÷6

Hộp giảm tốc 2 cấp tách đôi có khả năng làm việc tốt với tỉ số truyền trong khoảng

3.2 Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn :

Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau :

đc

đm

kỹ thuật sau đây (tra bảng 3[1]):

3.3 Kiểm tra động cơ điện :

a) Kiểm tra thời gian khởi động t kd.

M M

B A

kd đm m

÷

=

≤

−+

59,0.10.4,19.75,9 75,

ma

n

V P

25

1460.5,125

⇒ t kd= 3,65.10 ( ).

10.13,010

17

,

0

6,8757,

6

−+

⇒ t kd< [ ]t kd = 3 ÷5 (s) ⇒ Thoả mãn điều kiện thời gian khởi động

Trong đó :

Pmax = 19400 Lực căng trên dây cáp (N)

V = 059 Vận tốc kéo cáp trên tang (m\s)

N = 1460 Tốc độ động cơ (vòng\phút)

ht

b) Kiểm tra mô men mở máy M m.

Theo điều kiện : M m> M c

η

δ

5,36

10.65,3.5,37

1460

77,0.1460

59,0.10.4,19.5,36

iđ là tỷ số truyền của bộ truyền động đai.

- Chọn tỷ số truyền của truyền động đai i đ=2,6

Mà : iht = i đ.i h =50.54 ⇒ i h= 50,54/2,6 ≈19,43

Hộp giảm tốc cấp chậm tách đôi chọn i n =i c= i h = 19,43≈4,4 để đảm bảo cho các bánh răng của các cấp đều được ngâm dầu hợp lí (mức dầu ngập hết chiều cao răng nhưng không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng)

1 =N ycđc =

122944,

1486,14.99,0.96,0

13122944,

14.99,0.97,0

131356226312

99,0.98,0

13.88,0.99,0.1

,2

14601460

,

4

5,561

6,127

4.4 Mô men xoắn trên các trục M x.

972001460

86,14.10.55,9.10

.99,0.96,0.6,2

.99,0.97,0.4,4

.99,0.98,0.4,4

.88,0.99,0.1

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

(ĐAI _ BÁNH RĂNG)

Thiết kế truyền động đai :

1 Chọn loại đai :

Đai hình thang là chi tiết được tiêu chuẩn hóa, chúng thường được chế tạo hàng loạt

từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn Do vậy ta cần chọn được tiết diện đai cho hợp lí Chọn tiết diện đai có thể dựa vào vận tốc và công suất cần truyền, nhưng vì bước này giá trị đường kính bánh đai chưa được xác định nên giá trị vận tốc trượt ccaanf phải giả thiết trước Điều này đẫn đến không ít khó khăn khi thiết kế để giải quyết vấn đề này có thể chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômem xoắn trên trục dẫn ( Tra bảng )

Ta có : Mx1 = 97200 N.mm Tra bảng ta chọn được tiết diện đai thang có các thông số sau :

h

c

Kiểm nghiện vận tốc đai :

28,1510

.6

1460.200.10

i – tỉ số truyền động đai i = iđ = 2,6

ξ - Hệ số trượt (đối với đai thang ξ ≈ 0,02).

Chọn đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 theo tiêu chuẩn

2 :

n* 2 = (1 - ξ)D1.n1/D2 = (1 – 0,02)200.1460/500 = 572,32 (vòng/phút).

5,561

32,572

4 Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A :

Tính chiều dài sơ bộ

4,2096475

.4

)200500()500200(2475.24

)(

)(

2

2

2 2

1 2 2

D A

L sb sb

(mm)

Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1])

Kiểm tra số vòng chạy của đai :

1460.200.14,360

50020014,320002

2005002

Chiều dài đai : L = 2000 (mm)

5 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai :

Theo điều kiện :

0 0

0 0

0 1 2 0

450

200500180

6 Xác định số đai cần thiết (z) :

Số đai z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền :

86,0.85,0.9,0.51,1.230.28,15

86,14.1000

v p

Trong đó :

V = 15,28 Vận tốc đai (m\s)

[ ]σp 0 = 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm2).(Tra bảng 21[1])

F =230 Diện tích tiết diện đai (mm2) (Tra bảng 17[1])

Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1])

Cv = 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1])

Cα = 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1])

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Truyền động bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy và

cơ khí Nó có các ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tỉ số truyền ổn định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao

-Các bộ truyền động bánh răng có các thông số kĩ thuật chủ yếu sau

Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng kín tiêu chuẩn trong hộp giảm tốc

1 Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng

N

N

30[1]

td

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : N td = N = 60.u.n.t

Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 )

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng

t = ( số giờ / 1ca ) × ( số ca / 1 ngày ) × ( số ngày làm việc / 1 năm ) × số năm làm việc

= 6.1.260.7 = 10920 giờ

[ ]σtx =[ ]σtx N0 K’

N2,6.HB.1

=2,6.220=572

b) Ứng suất uốn cho phép

Khi bánh răng quay 1 chiều :

[ ]

σ

σσ

K n

K N

u

.)

6,

1

367894800

10.5

N

83603520

10.5

6

6 ''

216.6,

=

u

c) Ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :

Vì HB≤ 350 ⇒ [ ]σtxqt ≈2,5.[ ]σtx N0 :

3 Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng K sb.

Chọn hệ số quá tải trong : K sb =1,3÷1,5 Vậy ta chọn K sb1 =K sb2 =1,4

10.05,1)

1

(

n

N K i

2 6

6,127.35,0

12,14.4,1.494.4

10.05,1)

14,4(

=

)14,4.(

10.6

5,361.4,253.14,3.2)1.(

10.6

210

1 4

1 1

i

n A n

Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh ⇒ K tt= 1-hệ số tập trung tải trọng

4,1

45,1.4,253

sb sb

K K

8 Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh

4

3,256.2)1.(

+

=+

i m

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

b n Z m y

N

10.1,19

2 20 17 17

19 = y + y − y ≈

y

[ ] 73,263

95.5,361.19.5.38

,

0

12,14.45,1.10.1

4 100 80 80

84= y + y −y ≈

y

4,306,127.84.5.5122

,

0

56,13.45,1.10.1

10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột

Theo điều kiện :

[ ]uqt qt

u

[ ] . qt txqt

tx

Trong đó: σuvà σtxlà giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải

1

10.05

,

1

n b

N K i

i A

12,14.45,1.14,4.4,4.3,256

10.05,

30

uqt

11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

2

94192

2

Z

Đường kính vòng

chia

dc1 = m.Z1 = 5.19 = 95 (mm)dc2 = m.Z2 = 5.84 = 420 (mm)Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 95 (mm)

Đường kính vòng

chân răng

Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 82,5 (mm)Di2 = dc2 - 2mn -2C = 407,5 (mm)Đường kính vòng

đỉnh răng

De1 = dc1 + 2mn = 105 (mm)De2 = dc2 + 2mn = 430 (mm)

12.Tính lực tác dụng

- Lực vòng p :

5,505695

240185

2

4,184020

.5,5056

2

N

30[1]

td

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : N td = N = 60.u.n.t

Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 )

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng

t = ( số giờ / 1ca ) × ( số ca / 1 ngày ) × ( số ngày làm việc / 1 năm ) × số năm làm việc

[ ]σtx =[ ]σtx N0 K’

N2,6.HB.1

=2,6.220=572

[ ]σtx =[ ]σtx N0 K’

N2,6.HB.1

=2,6.220=572

b Ứng suất uốn cho phép

- Khi bánh răng quay 1 chiều :

[ ]

σ

σσ

K n

K N

u

.)

6,

K n

K N

u

6,

10.5

6

6 ''

6

6 ''

N

K

Vậy ứng suất uốn cho phép là [ ]σu :

8,1.5

,

1

252

216.6,

=

u

c Ứng suất quá tải cho phép

- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :

3 Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng K sb.

Chọn hệ số quá tải trong : K sb =1,3÷1,5 Vậy ta chọn K sb1 =K sb2 =1,4

2 6

10.05,1)

1

(

θψ

N K i

2 6

3,1.29.12.4,0

12,14.4,1.494.4

10.05,1)

14,4(

10.6

6,127.4,253.14,3.2)1.(

10.6

210

1 4

1

+

=+

=

i

n A n

π

( m/s )

⇒ Căn cứ vào V = 0,67 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

7 Xác định chính xác khoảnh cách trục A

- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:

K = K tt K d

Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh ⇒ K tt= 1-hệ số tập trung tải trọng

4,1

45,1.8,270

sb sb

4

274.2cos

)1.(

,05274.2

88202

cosβ = 1+ 2m n = + ≈ ⇒β ≈

A

Z Z

- Chiều rộng bánh răng b

b = ψA.A = 0,4.274 = 109,6 ( mm )

Chọn b1 = 115 mm, b2 = 110 (mm)

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

b n Z m y

10.1,19

, với y là hệ số dạng răng(bảng 36[1]).Trong đó :

6

,

1

'' ≈

nghiêng so với bánh răng thẳng

Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy, dựa vào số răng tương đương

Bánh dẫn 1 Bánh dẫn 2

2110cos

20cos3 = 3 ≈

=β

Z

10cos

88cos3 = 3 ≈

=β

Z

Z tđ

+ Bánh răng 1 :

3994,05

20 25 20

21= y + y −y ≈

y

[ ] 94,0877

6,1.115.6,127.20.5.3994

,

0

56,13.4,1.10.1,19

12 100 80 80

92 = y + y −y ≈

y

6,5329.88.5.5146

,

0

58,13.4,1.10.1

10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột

Theo điều kiện :

[ ]uqt qt

u

Trong đó: σuvà σtxlà giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải

1

10.05

,

1

n b

N K i

i A

12,14.45,1.14,4.4,4.3,256

10.05,

tx

11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

2

88202

2

Z

Mô đun ăn khớp pháp mn = 5

=β

5.88cos

=β

Z

m n

= 446,8 (mm)Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 101,5 (mm)

Đường kính vòng

chân răng

Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 89 (mm)Di2 = dc2 - 2mn -2C = 434,3 (mm)Đường kính vòng

đỉnh răng

De1 = dc1 + 2mn = 111,5 (mm)De2 = dc2 + 2mn = 456,8 (mm)

12.Tính lực tác dụng

- Lực vòng p :

6,99982

.5,101

2.10148582

/.2

2

d

M p

( N )

369510

cos

20.6,9998cos

0

0 2

56,13.120

+ Khoảng cách từ chi tiết quay tới thành trong của hộp a = 10 mm.

+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10 mm

+ Chiều dày phần may ơ lắp với trục l5 =1,4.d =1,2.d sbIV =1,2.70=84mm

c Xây dựng sơ đồ tính toán trục

- Trục II :

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

(5,

1

 Tính phản lực tại các gối:

Giả sử các phản lực đặt tại B và D có chiều như hình vẽ trên:

Lấy mô mem đối với tại B và D:

)(25,2528

.0

.)(0

3 2

2 2

3

l l

l P R

l P l l R

2528 N R

P

R Bx = − Dx =

)(5,197

.0

).(

0

3 2

2 1 3

2 2

l l

l P l R R l

l R l P l R

Dy Dy

r đ

5952 N R

P R

[ ] [ ] 0 , 1 50 35,2( )

240183 75 , 0 524611 40981

1 , 0

75 , 0

1

,

2 2

2 3

2 2

2

σ σ

- Tại B :

240183 75 , 0 0 463856 1

, 0

75 , 0

1

,

2 2

2 3

2 2

2

σ σ

Chọn d2 = 52 mm và chọn dổ = 50 mm

Trục III

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

 Xác định điểm đặt phương chiều của các lực (Như hình vẽ)

 Xác định phản lực tại gối đỡ A và E : Giả sử chiều các phản lực đặt tại A và E như hình vẽ, ta viết phương trình cân băng mô mem tại A hoặc E:

0)

.(

).(

0⇔ 2 1− 1 1+ 2 + 2 1+ 2+ 3 − =

=

∑m Ax P l P l l P l l l R Ex l truc

Ax truc

l

l l l P l l P l

).(

).(

1Pr2

2 3 2 1 2 2 1

1 2 1

r r

l

l l l P l l P l

P

⇒ 2.1 1.(1 2) 2(1 2 3) 2774,8( )

Vậy chiều giả sử đúng

 Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):

1 , 0

75 , 0

1

,

2 2

2 3

2 2

2

σ σ

- Tại B :

507428 75 , 0 709683 448285

1 , 0

75 , 0

1

,

2 2

2 3

2 2

2

σ σ

Chọn d3 = 55 mm chọn dổ = 50 mm

Trục IV:

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

 Xác định phản lực tại ổ A và D:

Giả sử chiều phản lực tại ổ A và D đặt như hình vẽ:

truc Dy

c a r

c a r

2.)(2

3 2 1 3

3 3 1

P y = ⇒ Dy = Ay =

0.).(

[ ] [ ] 0 , 1 50 93,3( )

2233687

75 , 0 849867 812952

1 , 0

75 , 0

1

,

2 2

2 3

2 2

2

σ σ

- Tại C:

4467374

75 , 0 949867 812952

1 , 0

75 , 0

1

,

2 2

2 3

2 2

2

σ σ

240183

2

mm N mm

N t

240183

mm N b

507428

2

mm N mm

N t

507428

mm N b

2

4467374

mm N b

b Kiểm nhiệm trục theo hệ số an toàn

n

n n n

t n

+

=

2 2

ε

β

σ

σ α

σ

σ

σ

t

t t

1

ψε

β α +

- Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp

σ ,τa- Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục.

Ở đây ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

m

u

u a

W M

σ

σσ

W M

τ

τ

τ

Trục có khoét rãnh làm then dựa vào bxh, tra bảng 56[1] hoặc tính theo công thưc sau:

d

t d bt

d

W u

2

)(32

2

)(16

2 3

chúng được tra theo bảng 57[1]

.2

)5,652(5,6.163252

0463856

2 3

2 2 2

u

u

M M

W

M

4,92552424018352

.2

)5,652(5,6.1616

52

240183

2 3

78,0

71,1

=+

=

≈+

=+

=

⇒

1004,967,0.1

7,1

800.3,03

,0

6,406,3978,0.1

71,1

800.5,05

,0

m a

b

m a

βε

σ

σψσβε

σ

τ τ

τ

τ

σ σ

σ

σ

[ ] 2,52

,4106,4

10.6,4

2 2 2

+

=+

=

n n

n

n

n

τ σ

τ σ

→Thỏa mãn

• Trục III.

5,611366083941055

.2

)1,755(1,7.183255

448285709683

2 3

2 2

2 2

≈

=

−

−Π

W

M

.2

)1,755(1,7.1816

55

507429

2 3

78,0

71,1

=+

=

≈+

=+

=

⇒

6,509,1667,0.1

7,1

800.3,03

,0

305,6178,0.1

71,1

800.5,05

,0

m a

b

m a

βε

σ

σψσβε

σ

τ τ

τ

τ

σ σ

σ

σ

[ ] 2,565

,26,53

6,5.3

2 2 2

+

=+

=

n n

n

n

n

τ σ

τ σ

→Thỏa mãn

• Trục IV

1773240125025595

.2

)3,1095(3,10.283295

812952949867

2 3

2 2

2 2

≈

=

−

−Π

u

u

M M

W

M

4,28157370446737495

.2

)3,1095(3,10.2816

95

4467374

2 3

7,0

71,1

=+

=

≈+

=+

=

⇒

9,204,2859,0.1

7,1

800.3,03

,0

6,90177,0.1

71,1

800.5,05

,0

m a

b

m a

βε

σ

σψσβε

σ

τ τ

τ

τ

σ σ

σ

σ

[ ] 2,58

,29,26,9

9,2.6,9

2 2 2

+

=+

=

n n

n

n

n

τ σ

τ σ

→Thỏa mãn

c Kiểm nghiệm trục về quá tải

ch qt

qt uqt

Trong đó :σuqt,τuqt là ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện nguy hiểm của trục ứng với

mô men truyền đông là Mqt=Kqt.M Giá trị Kqt xác định như trong kiểm tra quá tải của bộ truyền bánh răng

[ ]σqt =0,8.450=360(N/mm2)

 Trục II

.3,3752.1,0

524612

240184

709683

507429

949867

4467374

2 2

10920.5,361

- Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C :

n là số vòng quay của ổ : n III = 127,6 ( n/ph )

55543)

10920.6,127

2 2

- Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C :

n là số vòng quay của ổ : n III = 29 ( n/ph )

47635)

10920.29

PHẦN 5 :THIẾT KẾ KHỚP NỐI

1 Chọn kiểu loại lối trục

Theo điều kiện làm việc của hệ thong và các đặc tính kĩ thuật nối trục vào theo sự thống nhất thiết kế ta chọn nối trục đĩa

2 Xác định mô men xoắn tính toán

Mô men xoắn tính của nối trục được xác định theo công thức :

10.55,9

n

N K M

(51987684332307

3 Chọn và kiểm tra trục tiêu chuẩn

Với Mxt = 5199 Nm chọn nối trục đĩa tiêu chuẩn với các thông số sau:

4 Kiểm nghiệm điều kiện xoắn của ống và điều kiện bền cắt của chốt

Kiểm nghiệm tại các khâu yếu nhất đó là bu lông và then.

a Bu lông:

Do lắp có khe hở nên ta kiểm tra bền bu long theo công thức:

[ ]k bl

2

2 3,1.4

3,1.4

3,1

4

D Z f i d

M k f

i d

V k d

V

bl

xt bl

bl

→σ

[ ] 224( / ))

/(2036.190.2,0

Kiểm tra theo điều kiện bền dập và bền cắt

+ Theo điều kiện bền dập:

)/(1193,10.80.88

4332307

2

mm N mm

N l

4332307

N l