Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

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

A.LỜI MỞ ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ

sư ngành 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 cáckiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu vềkhả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấpchính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều sốliệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do

đó khi thiết kế đồ án chi tiết 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 từngbước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này củamình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền đai Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộpgiảm 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 tổnghợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu songkhi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Emmong 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 Trần QuyếtTiến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành

đồ án môn học này./

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Đề số: 1A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

a.Công suất cần thiết Pct:

P ct =P lv β

Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác

 : hệ số tải trọng tương đương

 : hiệu suất truyền động

Công suất trên trục công tác :

t ck .(M

M)2

=1 Hiệu suất truyền động : η

η = đbr3

olk

đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3)

br= 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín ( Tra bảng 2-3)

ol= 0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)

k = 1 : hiệu suất khớp nối

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :

 = 0,95.0,98 0,9953 = 0,926

Công suất cần thiết Pct bằng :

P ct =P lv β

η = 0,9265.1 = 5,395 kw

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :

nSb= nlv.ut (công thức 2.8 /21)

Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác

ut : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Số vòng quay của trục công tác : nlv

nlv =60000 v π D =60000.2,0π.575 =66,43 ¿vòng/phút )

với D= 575mm : đường kính băng tải

Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ut

-Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu 4A132S6Y3 có thông

số kỹ thuật

Kiểu động

cơ

Côngsuất(kw)

Vậntốc(v/p)

II Phân phối tỷ số truyền :

- Với động cơ đã chọn ,ta có : Pđc = 5.5 (KW)

6 Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :

- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 960 ( v/p)

- Tốc độ quay trên trục I là: n I=n đ c

u đ = 9604 =240 ( v/p)

- Tốc độ quay trên trục II là: n II= n I

u br = 3,612240 =66,43( v/p)

-Tốc độ quay trên trục công tác là: n ct=n II

η đ= 5,1790,96 = 5,395 (KW)

7 Xác định momen xoắn trên các trục :

Momen xoắn trên trục động cơ là:

b b

40 0

t

PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

I Bộ truyền đai thang

1.Chọn loại đai :

a.Các thông số đầu vào :

Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,5 KW

Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc = 960V/P

Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc = 54713,541 Nmm

– Xác định các thông số của đai theo chỉ

tiêu và khả năng kéo của đai

– Xác định lực căng dây đai và lực tác

dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra :

Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng

Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 Ta chọn loại thang thường Theo đó , thông số kích

thước cơ bản của đai thang thường loại Б như sau :

Đườngkính bánhđai nhỏ

Chiều dàigiới hạn

2.Xác định đường kính bánh đai :

a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 :

Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d 1 =180 mm theo Б tiêu

Trong đó : uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai

ε : Hệ số trượt bộ truyền đai ε := 0,02

d2= 4.180.(1- 0,02) = 705,6 mm

Chọn theo tiêu chuẩn : d2=710 mm

Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :

Ut = d2

d1.(1−ε) = 180(1−0,02)710 = 4,025 Sai số của tỉ số truyền

Δ = u t −u đ

u đ 180% = 4,025−44 100% =0,623% < 4%(thoả mãn)

Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 2800 mm

– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta

5.Xác định số đai cần thiết z :

Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta có : z = P1.k đ

[P0].C α .C1.C u .C z

P1=5,395 KW : cô ngsuấ t tr êntr ục bá nhđ ainhỏ

k đ : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được k đ=1,1

¿¿]:công suất cho phép.Tra bảng 4.19/t62/q1,ta được

¿¿]=3,0 KW (với v= 9,047 m/s và d1=180 mm¿

=> P1

[ P¿¿ 0] ¿=5,3953,0 =1,798,tra bảng 4.18/t61/q1,ta được C z=0,95

C α :Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

Ta có :C α=1−0,0025.(180−α1)

¿ 1−0,0025 ( 180−136,89 ) =0,892

C1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai

Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại Б ta có l0=2240mm

Z = 3,0.0,892.1,04.1,14 0,955,395.1,1 = 1,968 đai.

Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn

6 Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , d a

Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :

Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e

Đường kính ngoài của bánh đai : d a =d+2.h0

F v : Lực căng do lực li tâm sinh ra

Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : F v =q m v2

q m: Khối lượng 1m chiều dài đai Tra bảng 4.22/t64/q1ta được

với α =65 0là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

II.Thiết kế bộ truyền bánh răng (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

1.Các thông số đầu vào :

– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập nhẹ

– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : u1=u br=3,612

2.X ác định ứng suất cho phép :

a Chọn vật liệu:

Do hộp giản tốc 1 ca chịu tải trọng nhẹ nên ta chọn nhóm vật liệu loại I có đon rắn HB ≤ 350,đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của bánh răng nên nhiệt luyện của bánh răng lớn đạt độ lớn thấphơn độ rắnbánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị H1 ≥ H2 = (10 15)HB

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng trụ răng ngiêng như sau :

[F] =

σ0Flim

S F YR Ys KxF KFC KFL (6.2)Trong đó:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR - 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 trung ứng suất

Ys=1,08 – 0,0695ln(m)

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy:

0lim 1

= 1,8.250=450 MPa H

0lim 2

= 2.235+70=540 MPa

F

0lim 2

=1,8.235= 423 MPa

kFc: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy kFc=1( tải trọng đặt một phía )

kHl;kFl: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1

N HE;N FE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng không đổi nên ta có

H = σ H1 +σ2 H 2 = 518,18+490,92 =504,54 MPa

Ta thấy H = 504,54 ≤ 1,25❑min=1,25 490,9= 613,625 (thỏa mãn)

F1= 450.11,75 = 257,142 MPa

F2=423.11,75 = 241,174 MPa

- Ứng suất quá tải cho phép theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có:

[H]max= 2,8 ch  [H]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ;

+ T1 là momen xoắn trên trục chủ động ,Nmm,T1= 206081,041 Nmm

+ [H] = 504,54 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép,Mpa

số bánh răng lớn là z2 = u.z1 = 3,612.36 = 130 ;lấy z2= 130

Nhờ có góc nghiêng β của răng nên không cần hệ số dịch chỉnh

c.các thông số cơ bản của bộ truyền

 Góc profin răng αt= arc(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos13)=20,450

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

-βb : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Theo 6.35 tài liệu (1): tgβb = cosαt.tgβ

Theo công thức ở bảng 6.11 tài liệu [I],theo TCVN 1615_71 α = 20o

với αtw= αt =arctg(tgα /cosβ)= arctg(tg20/cos130)=20,450

(tgβb=cosαt.tgβ=cos(20,45)tg(13)=0,208

Vậy βb =120

ZH= √2cos β b /sin2α tw =√2cos12 0 /sin 2.20,45 0=1,729

T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 206081,041 N.mm

kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức

dạng răng nghiêng thì H=0,002+ g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác là 9 thì g0 = 73

H= 0,002.73.0,9.√170/3,612 = 0,9 < 230 thoả mãn Vậy kHV = 1+ 2.206081,041.1,03 1,130,9.73,72.59,5 = 1,008

Do đó kH = 1,03.1,13.1,008= 1,173 Vậy ta có

H = 274.1,729.0,751√2.206081,041 1,173(3,612+1)

73,72 2 59,5 3,612 = 491,58 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [¿H] = [H] ZRZVKxH.Với v =0,9m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63

m Do đó ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [F] hay:

Điều kiện bền uốn cho răng:

T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 =206081,041Nmm;

m- Mô đun pháp, với bánh răng trụ răng nghiêng : m = 2 (mm);

bw-Chiều rộng vành răng, bw = 50 (mm);

dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 73,72 (mm);

Số răng tương đương

zvn1 =

z1

cos 3β =

36 0,976 3

+KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công

thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):

KFv = 1 +

v F .b w .d w 1 2T1K Fβ K Fα (6.46)

Với vF = F g0 v.√a w

u (6.47)Trong đó:

F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 /107 -tài liệu [1],

Thay các kết quả trên vào công thức (6.46), ta tính được:

Từ đó ta thấy rằng:

F1 =157,84 Mpa < [F1] = 257,142 Mpa;

F2 = 153,57 Mpa < [F2] = 241,714 Mpa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H.√Kqt

với Kqt = Kbđ = 1,4 => Hmax = 491,58√1,4 = 581,64 Mpa

Ta thấy Hmax =581,84 Mpa < [H1]max =1624 Mpa, [H2]max =1250 Mpa

+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.49

F1max = F1.kqt = 157,84.1,4 = 220,976< [F1]max = 464 Mpa

F2max = F2.kqt = 153,57 1,4 = 214,998 < [F2]max =360 Mpa

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải

Bảng các thông số của bộ truyền

Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng răng nhỏ

+lực vòng Ft1= Ft2= =

2.206081,041 73,72 = 5590,91N + Lùc híng híng kÝnh Fr1:

Fr1=Ft1 tgtw/ cos

 Fr1= 5590,91 tg20,45 0 /cos13 = 2135,99 N+Lực dọc trục:Fa1 :

w

d T

PHẦN III CHỌN KHỚP NỐI

1.1 Chọn khớp nối nối trục 2 với trục làm việc

A Chọn kết cấu nối trục:

Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những u điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…

+ Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: M = MII= 725989,763 Nmm =725,989 Nm;

+Vật liờu làm chốt thộp C45 vúi ỳng suất uốn cho phếp là [σF]=45 Mpa

Theo bảng 16 10a [ II ], ta có bảng kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi nh sau:

B xỏc định cỏc thụng số của khớp nối

+ Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đờng kính trục nối bằng

đ-ờng kính của trục 2 d2 = 50 (mm)

+nối trục được tiờu chuẩn húa ,kớch thước chọn dựa trờn 2 điều kiện sau :

TK=TTT, dK=dTT

+theo bảng 16.10a/t2/68 ta có bảng kích thớc cơ bản của nối trục

vòng đàn hồi nh sau:

mm

Lmm

lmm

B1

mm

d =

2kT

Z D0.d c .l3

 [d] Trongđó :

+:K lµ hÖ sè chế độ làm viÖc của băng tải K=1,2

+[ σ d] øng suÊt dËp cho phÐp, [ σ d] =(2 ÷ 4) MPa

+T2=725989,763Nmm

Vậy d=2.1,2.725989,7638.160 18.36 =2,1 (thỏa mãn)

Vậy khớp nối đảm bảo bền dËp

b.4.2 Điều kiện bền dập của chốt

Ta thấy u= 60,68 Mpa < [u] ,vậy chốt thỏa mãn điều kiện bền

Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý

b.4.3 lực tác dụng từ khớp nối lên trục

+ Lực vòng trên khớp nối: , Ft = 2.T II

D0

TI - Mô men xoắn trên trục II, TII = 725989,763(Nmm);

D0 - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 16.11 D0 = 160(mm);  Ft = 2.725989,763160 = 9074,87 (N)

Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3) 9074,87 = (1814,97…2722,46) (N); Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 2268,71 (N)

PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

I.Chọn vật liệu :

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập nhẹ Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có

σ b =600 MPa ,tôi cải thiện Ứng suất xoắn cho phép

Từ đó ta có kết quả như sau: d2

- Đường kính sơ bộ của trục I: d1= 35 mm ;

- Đường kính sơ bộ của trục II: d2= 50 mm;

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục nhẹ tính toán, ta xác định được gần

đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 /t189/q1, ta có:

- Với:d1 = 35 mm  bo1 = 21 mm;

- Với:d2 = 50 mm  bo2 = 27 mm;

2 Xác định các khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực.

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

– Chiều dài moay ơ bánh đai,moay ơ đĩa xách,moay ơ bánh răng trụ xác định theo công thức:

lmki = (1,2…1,5)dk

ChiÒu dµi moay¬ b¸nh ®ai

– Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10 3/t189/q1, ta có:

+ k1:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

-Sử dụng các kí hiệu như sau

+K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

+i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

+lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

+lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

+lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

- Xác định chiều dài của các đoạn trục:

- Theo b¶ng 10.4[ I ], xÐt víi trêng hîp hép gi¶m tèc b¸nh r¨ngtrô mét cÊp (H.10.6 – [ I ]), ta cã c¸c kÕt qu¶ nh sau:

(H.10.10 - tr 193), ta có các kết quả như sau:

Fr1= Fr2=Ft1 tgtw/cos =5590,91 Tg20,450 / cos130 =2135,99 N +Lực dọc trục :Fa1

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục :

do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc  = 65o do đó lực

FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực:

Frdx= Frdsin =1121,167.sin65 = 1061,123 (N)

Frdy= FRcos = 1121,167.cos65 =473,826 (N)

FBx = F t 1 (l11−l13)−F rdx (l12+l11 )

l11 =5590,91.(100−50)100−1061,123(100+68)= 1012,768 N

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d =

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức

10.15và10.16/t194/q1 momen tương đương được tính theo công thức :

Mtd =

 Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn M = M = 0

- Mô men xoắn T z A= TI = 206081,041Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

M t đ A = √0,75 ( 206081,041 )2 =178471,41 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA =3

√178471,41 0,1.60 = 30,98 mm