Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền xích đại học công nghiệp HN

Thiết kế, hệ dẫn động băng tải,hộp giảm tốc côn trụ,bộ truyền xích, đại học công nghiệp HN

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắpghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phươngpháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chitiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen vớicông việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và

bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc

và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợplớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thựchiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp

ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Tuấn Linh

đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án mônhọc này

Hà nội, tháng 6 năm 2012

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Văn Tá

M c l c ụ ụ

Lời nói đầu………3

Phần 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC 6

1.1 Tính toán chọn động cơ 6

1.1.1 Xác định công suất cần thiết 6

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ 7

1.1.3 Chọn động cơ 7

1.2 Phân phối tỷ số truyền và momen xoắn 8

1.2.1 Xác định tỷ số truyền U t của hệ dẫn động 8

1.2.2 Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục 8

Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH) 11

2.1 Chọn loại xích 11

2.2 Xác định thông số của xích và bộ truyền 11

2.2.1 Chọn số răng đĩa xích 11

2.2.2 Xác định bước xích p 11

2.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích 12

2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 13

2.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục 14

2.4.1 Xác định các thông số của đĩa xích 14

2.4.2 Xác định các lực tác dụng lên trục 16

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17

3.1 Chọn vật liệu 17

3.2 Xác định ứng suất cho phép 17

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 17

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép 19

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải 20

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 20

3.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 20

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 21

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 23

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 27

3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 27

3.4.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 27

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp 28

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 29

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 31

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 33

Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 35

4.1 Chọn vật liệu 35

4.2 Tính thiết kế trục 35

4.2.1 Tính sơ bộ đường kính các trục 35

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ 35

4.2.3 Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 38

4.2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 48

4.2.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 54

Phần 5: CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI 55

5.1 Tính ổ lăn cho trục I 55

5.1.1 Chọn ổ lăn 55

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 55

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ .56

5.2 Tính ổ lăn cho trục II 57

5.2.1 Chọn ổ lăn 57

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 57

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ .58

5.3 Tính ổ lăn cho trục III 58

5.3.1 Chọn ổ lăn 58

5.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 58

5.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ .59

5.4 Khớp nối đàn hồi 59

5.4.2 Kiểm nghiệm khớp nối 60

Phần 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 61

6.1 Vỏ hộp 61

6.2 Các thông số của một số chi tiết phụ khác 63

6.2.1 Nắp quan sát 63

6.2.2 Nút tháo dầu 64

6.2.3 Nút thông hơi 64

6.2.4 Bulông vòng 65

6.2.5 Chốt định vị 66

6.2.5 Que thăm dầu 67

6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 68

6.4 Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép 69

Ph n 1ầ : TÍNH CH N Đ NG C , PHÂN PH I T S TRUY N VÀ MOMEN Ọ Ộ Ơ Ố Ỷ Ố Ề

η kn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi

η br = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

η ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

η x = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền xích

1.2 Phân ph i t s truy n và momen xo n ố ỷ ố ề ắ

nđc = 1450: Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

nlv = 44: Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)

Un: Tỷ số bộ truyền ngoài, tra bảng 2.4 (tập 1) chọn Un = 2

Uh = U1.U2: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Ph n 2: TÍNH TOÁN B TRUY N NGOÀI (B TRUY N XÍCH) ầ Ộ Ề Ộ Ề

Ux = 2,06 số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) Z1 = 27

⇒ Số răng đĩa lớn là: Z2 = Ux.Z1 = 2,06.27= 55,62 chọn Z2 = 55 < Zmax = 120

2.2.2 Xác đ nh b ị ướ c xích p.

Chọn bước xích p = 25,4 (mm)

- Điều kiện đảm bảo độ bền mòn của bộ truyền xích:

Pt = P.k.kz.kn≤ [P]

Pt: Công suất tính toán (kw)

P = 5,7 (kw): Công suất cần truyền (kw)

K=ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1.1.1.1.1,45= 1,45

Tra bảng 5.6:

Ko = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền xích bằng 60o)

Ka = 1: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn sơ bộ a = 4p)

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

Kbt = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường không có bụi chất lượng bôi trơn loại II)

Kđ = 1: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (làm việc êm)

Kc = 1,45: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 3 ca).

Các thông số kỹ thuật của xích con lăn 2 dãy bước xích p = 25,4 (mm) Tra bảng 5.2

- Tính lại khoảng cách trục a:

a = 0,25p{xc – 0,5(Z2 + Z1) + √{[x c−0,5(Z2+Z1)]2−2}

- Chiều rộng đĩa răng:

xích 2 dãy nên: b = 0,93B – 0,15 = 0,93.15,88 – 0,15 = 14,62 (mm)

Tra bảng 5.2 chiều rộng đĩa xích: B = 15,88

- Chiều rộng vành đĩa xích 2 dãy: B1 = l +b = 29,29 + 14,62 = 43,91 (mm)

Tra bảng 5.2 khoảng cách các dãy l = 29,29 (mm)

Ứng suất tiếp xúc бH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

бH = 0,47 √ ¿ H]Trong đó:

¿H] = 550 (Mpa): Ứng suất tiếp xúc cho phép Tra bảng 5.11

Ft = 5825,2 (N): Lực vòng

Fvđ = 13.10-7n1p3m (N): Lực va đập trên 1 (m) dãy xích:

Fvđ = 13.10-7.90.25,43.1 = 1,92 (N)Dùng xích 2 dãy ⇒ kd = 1,7

kđ = 1:hệ số phân bố tải trọng tra bảng 5.6

kr : Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng xích

Z1 = 27 ⇒ kr1 = 0,396

Z2 = 55 ⇒ kr2 = 0,23

E = 2,1.105 Mpa: Môđun đàn hồi

A = 306 (mm2): Diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12

Chiều rộng vành đĩa xích 2 dãy B1 (mm) 43,91

Các thông số khác tra bảng 14-4b

Ph n 3: TÍNH TOÁN B TRUY N BÁNH RĂNG ầ Ộ Ề

+ NHO = 30HHB2,4 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếpxúc NHO1 = 30HHB2,4 = 30.2452,4 = 1,626.107

T1 )3

43,5+4).15000=17 ,3.107

T1 )3

43,5+4).15000=5,3.107

Vì NHE1 > NHO1 nên lấy NHE1 = NHO1 ⇒ KHL1 = 1

Tương tự ⇒ KHL2 = 1

- S H = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.2 (tập 1)

⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H]1 = 560 1 1,1 =509,1

(MPa)

[σ H]2 = 530 1 1,1 =481,8

(MPa)Với cấp sử dụng bánh răng trụ răng thẳng:

[σ H]= [σ H]2 = 481,8 (Mpa) Với cấp sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng:

[σ H] = [σ H]1+2[σ H]2 =

509,1+481,8

2 =495,45 (MPa) ≤ 602,25 (Mpa) = 1,25[σ H]2

3.2.2 ng su t u n cho phép Ứ ấ ố

[σ F] = σ F lim o

T1 )6

4 3,5+4 ) .15000=14 ,1.107

T1 )6

43,5+4) 15000=4,3.107

Vì NFE1 > NFO1 nên lấy NFE21= NFO1 ⇒ KFL1 = 1

3.2.3 ng su t cho phép khi quá t i Ứ ấ ả

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H 1]max=2,8.σ ch1= 2,8 580 = 1624 (MPa)

[σ H 2]max=2,8.σ ch2= 2,8 450 = 1260 (MPa)

⇒ [σ H]max=[σ H 2]max=1260 (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

+ T1 = 42810 (Nmm): Momen xoắn trên trục I

+ ψ ba = 0,3: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng)

+ kHβ = 1,027 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.7 (Sơ đồ 7)

ψ bd = 0,53 ψ ba.(u1 + 1) = 0,53.0,3.(4,91 + 1) = 0,94

⇒ aw1 = 49,5.(4,91+ 1)

3

√ 42810.1,027 481,82.4 ,91.0,3 = 147,7 (mm)

Lấy aw1 = 150 (mm)

m1.( z1+z2)

2,5.(20+98)

2 =147 ,5(mm) Lấy aw1 = 150 (mm)

+ Hệ số giảm định răng: ∆y =

k x Z t

1000 =0 ,51 1181000 =0 ,06+ Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + ∆y = 1 + 0,06 = 1,06

KHβ KHV.KHα= 1,027.1,12.1 = 1,15:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

+ KHβ = 1,027 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.7 (Sơ đồ 7)

+ KHα= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp (răng thẳng)

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

KHV = 1 +

ν H b w1 d w 1 2.T1 K Hβ K Hα=1+2.42810.1,027.14,7.45.50 =1,12

δ H = 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15

go = 56: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 6.16

Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

Tính lại chiều rộng vành răng: bω1 = ψba.aw1( σ H

- KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF=KFβ KFα.KFV= 1,044.1,27.1 = 1,33

+ KFβ = 1,044: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn Tra bảng 6.7

+ KFα = 1,27: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14

+ KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFV = 1 +

ν F b w1 d w 1 2.T1 K Fβ K Fα =1+12,94 45.50 2.42810.1,044.1,27=1

ν F = δ F g o v √a w1

u1 =0,011.56.3,8.√150

4,91 =12,94

δ F = 0,011: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15

go = 56: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 6.16

+ Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng Yɛ =

1

εα = 1

2,34 = 0,43

+ Yβ = 1: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng (răng thẳng β=0)

+ YF1 = 3,75: Hệ số dạng răng của bánh 1 Tra bảng 6.18

số răng tương đương: Zv1 =

Z1

cos3β =20cos30 =20; x1 = 0,2+ YF2 = 3,47: Hệ số dạng răng của bánh 2 Tra bảng 6.18

số răng tương đương: Zv2 =

+ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

3.3.5 Ki m nghi m răng v quá t i ể ệ ề ả

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σH max= σH √ Kqt=447 √ 1,65=574 ,2 (Mpa) ≤ [σ H]max = 1260 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

σF1max= σF1 Kqt = 32,6 1,65 = 54 (MPa) < [σ F 1 max] = 464 (MPa)

σF2max= σF2 Kqt = 30,2 1,65 = 50 (MPa) < [σ F 2max] = 360 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

3.4 Tính toán b truy n bánh răng tr răng nghiêng ộ ề ụ

+ TII = 202330 (Nmm): Momen xoắn trên trục II

+ ψba = 0,3 + 0,3.0,3 = 0,39: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng).

+ kHβ = 1,132 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.7 (Sơ đồ 3)

ψbd2 = 0,53 ψ ba.(u

2 + 1) = 0,53.0,39.(3,26 + 1) = 0,88 ⇒ aw2 = 43.(3,26+ 1)

3

√ 202330.1,132

481,82.3,26.0,39 = 168,3(mm) Lấy aw2 = 170 (mm).

bωsin β

mπ =67.sin 35,5

o2,5 π =4 ,95 ≥ 1

=√84,9 −72,9 +√266,1 −238,3 −2.170 ,5sin 24,1

2π 2,5.cos24 ,1 o

cos35,5 o

=1,3

db1 = d1cosαt = 79,9.cos24,1o = 72,9 (mm) db2 = d2cosαt = 261,1.cos24,1o = 238,3 (mm)

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHβ.KHα KHV= 1,05.1,13.1,014 = 1,2

+ KHβ = 1,05 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc tra bảng 6.7 (Sơ đồ 3)

+ K Hα= 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (răng nghiêng)

v =

πd ω 1 n2

60000 = π 79,9.29560000 =1,23 (m/s) Tra bảng 6.13và 6.14 chọn cấp chính xác 9. + KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHV = 1 +

ν H b w2 d w 1 2.T2 K Hβ K Hα=1+2.202330.1,05.1,13 1,3.67.79,9 =1,014

ν H = δ H g o v √a w 2

u2 =0,002.73.1,23.√170,5

3,26 =1,3

δ H = 0,002: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15

go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 6.16

KxH = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

da2 = 266,1(mm) ≤ 700 (mm) ⇒ KxH = 1

⇒ σH

≤ [σ H].

Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

Tính lại chiều rộng vành răng: bω2 = ψba.aw2( σ H

- KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF=KFβ KFα.KFV= 1,11.1,37.1,011 = 1,7

+ KFβ = 1,11: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn Tra bảng 6.7

+ KFα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14

+ KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFV = 1 +

ν F b w d w 1 2.T K Fβ K Fα=1+2.202330.1,11.1,37 1,3.67.79,9 =1,011

go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 6.16.

140 =1−35,5 140 =0,75: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- YF1 = 3,66: Hệ số dạng răng của bánh 1 Tra bảng 6.18

số răng tương đương: Zv1 =

Z1

cos3β =260,8143=28,2

; xt = 0+ YF2 = 3,6: Hệ số dạng răng của bánh 2 Tra bảng 6.18

số răng tương đương: Zv2 =

+ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

3.4.5 Ki m nghi m răng v quá t i ể ệ ề ả

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σH max= σH √ Kqt=467,3. √ 1,65=600 (Mpa) ≤ [σ H]max = 1260 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

σF1max= σF1 Kqt = 107 1,65 = 177 (MPa) < [σ F1max] = 464 (MPa)

σF2max= σF2 Kqt = 105 1,65 = 173 (MPa) < [σ F 2max] = 360 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

* Bảng thông số

răng thẳng

Bộ truyền bánh răng nghiêng

Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20 (MPa)

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 10

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp K2 = 5

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 10

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối đàn hồi:

l34 = l31 + lc34 = 259 + 77 = 336 (mm)

4.2.3 Xác đ nh l c tác d ng lên các tr c, xác đ nh đ ị ự ụ ụ ị ườ ng kính và chi u dài ề các đo n tr c ạ ụ

Lấy Fx12 = 120 (N)

Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ

là lớn nhất, do đó Fx12 ngược chiều với Fx13

⇒ Fly10 = Fy13 – Fly11 = 602,3 – 301,2 = 301,2 (N)

⇒ Flx10 = -Fx12 + Fx13 – Flx11 = -120 +1682,1 – 867,5 = 694,6 (N)

- Phản lực tổng trên hai ổ: