Đồ án chi tiết máy: Hệ thống dẫn động băng tải (kèm file cad)

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.1.1) Công suất cần thiết P_ct= P_tη β Trong đó : Pct : Công suất cần thiết của động cơ. Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác. β : Hệ số đẳng trị. η : Hiệu suất. ) Tính hệ số đẳng trị.(β) β=√(∑▒(TiT)2 titck) = √(0+1 3.58+〖0.7〗2 48) ≈ 0,826. ) Hiệu suất. η=η_k 〖.η〗_Đ.η_BR2.η_OL4=0,99 . 0,95 . 〖0,97〗2 .〖 0,99〗(4 )=0,85. Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có: đ là hiệu suất bộ truyền đai. đ = 0,95 k là hiệu suất khớp nối k = 1 br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ br = 0,97 ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn ol = 0,99 ) Công suất tính toán trên trục máy công tác. P_t=(F.v)1000 = 8,45(KW).  P_ct= P_tη β = 8,450,850,73 = 8,724(KW).

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN.

1.1) Công suất cần thiết

a) P ct=P t

η β

Trong đó : Pct : Công suất cần thiết của động cơ

Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác

k là hiệu suất khớp nối k = 1

br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ br = 0,97

ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn ol = 0,99

*) Công suất tính toán trên trục máy công tác

P t=1000F v = 8,45(KW)

 P ct= P t

η β = 8,450,850,73 = 8,724(KW)

b) Số vòng quay trên trục của tang.

n lv=60000 v πD = 50 (vg/phut)

Từ bảng 2.4 chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp là U h

= 14; U Đ =4, do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18):

n sb = n lv .u t = 30.14.4 = 1680(vg/phut)

Trong đó: u t =u h .u Đ

 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb=3000(vg/phut)

Theo bảng P.13, phụ lục với P ct= 8,724(KW) và n đb=3000(vg/phut), ta dùng động cơ 4A132M2Y3 có P đc=11,n đc= 2907(vg/phut);

Công suất P, kw 4A132M2Y3

hoặc bảng

Đai thangthường

Tiết diện đai

Chiều dài tính toán

Chiều dài tiêu chuẩn

Số vòng chạy của đai

Lực căng ban đầu(đối với

đai thang là lực căng 1 đai)

B, mm

F0, N

F r

b.4.13 ; ct 4.22v= π d1n1/60000

-ct.4.2b.4.21 ; b.4.26

ct.4.4b.4.13 ; 4.23ct.4.15ct.4.6ct.4.7b.4.7b.4.15b.4.16 ; 4.25b.4.17b.4.20 ; 4.24b.4.18ct.4.20 ; ct.4.23

160°

1,00,951,251,144,090,951,7235252

993

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG

3.1) Chọn vật liệu

- Do không yêu cầu gì đặc biệt và quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

- Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:

+ Bánh răng nhỏ: Thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 260…

280 có giới hạn bền σ b1= 960 MPa; σ ch1= 700 MPa

+ Bánh lớn: Thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 230…260 có giới hạn

- Theo bảng 6.2 với thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn mặt

răng HRC 56…63; lõi răng HRC25…55

Trong đó:m F=6; T i ,n i ,t ilần lượt là mommen xoắn , số

vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

N FE=60.1.792 /4,49 15000(16.0,4375+0,76 0,5)

= 6,9.10 6 > N FO=4.106

Trong đó: N FO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về

Do đó: Theo bảng 6.7 K Hβ=1,12 (sơ đồ 3)

T1=9,55.106 P1

n1.2 = 9,55.10702 26.9,06 = 63938 (N.mm)

 a ω1 = 43 (4,49 + 1) 3

572,5 2 4,49 0,8235 = 128,7 (mm) Lấy a ω1 = 130 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

σ H =Z M .Z H Z ε.√2.T1 K H (u+1)

b ω .u.d ω12

Với α t = α tω = arctan (tan α/cos β)

= arctan ( tan20 /cos31°¿¿

= 23°

Do đó theo bảng (6.34) Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp Xúc

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d ω1= ¿ 2.a ω

u m+1= 2.1564,473+1 ¿47,43(mm) Chọn d ω1= ¿47 mm

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 1,72 m/s < 5 m/s, Z V=1; với cấp chính

xác

động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi

đó cần gia công đạt độ nhám R a =2,5…1,25 μm , do đó

- Số răng tương đương:

Z V 1 =Z1/cos 3β = 27/cos 3 31o = 42,87 Lấy Z V 1= 40

Z V 2=Z2 /cos 3β = 121/cos 3 31o = 192,1 Lấy Z V 2 = 150

- Theo bang 6.18 ta được Y F1= 3,7 ; Y F2 = 3,6

- Với m = 1,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,05, Y R =1

(bánh răng phay) , K XF = 1(d a < 400 mm), do đó theo (6.2)

Và (6.2a);

[F1]= [F1].YS .KxF.YR = 477.1.1,05.1 = 500,85 MPa

Tương tự tính được [σ F2] = 259,2 MPa.

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

σ F 1=2.63938.1,5 0,59 0,778.3,8 / ( 0,3.130.47.1,5 )

= 121,68 MPa < [F1] = 500,85 MPa

σ F2 = σ F1 Y F 2 /Y F1 = 227,2.3,6/3,9 = 215,2 MPa

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo (6.48) vớiK qt =T max /T=1,65;

a ω 2=49,5 ( 3,12+1 ) 3

458 2 3,12 0,4 = 261,5(mm) Trong đó theo 6.6 , chọn ψ ba=0,4; với răng thẳng

K a=49,5; theo (6.14)

ψ bd =0,5.ψ ba .( 3,12+1 )=0,824 ,do đó theo bảng 6.7

K Hβ=1,05 (sơ đồ 5); u2=3,12.

Tính đến tổn thất do ma sát trên bánh răng ở cấp nhanh

(η=0,96) tổn thất trên cặp ổ lăn (η=0,99¿, công suất trên

trục bánh chủ động của cấp chậm P1=0,96 0,99 9,06=¿ 8,61KW

Do đóT1 =9,55 10 6 P1

n1 =9,55 106 702/4,498,61 ¿ 525915 (Nmm)

Lấy a ω 2=262 (mm).

b) Xác định các thông số ăn khớp.

m = (0,01…0,02).a ω2

= 2,6…5,2 (mm)

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun

tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo (6.40): v = π d ω1 n1

60000 ¿3,14.126 702 ⁄ ¿) = 1,03 (m/s) Theo bảng (6.13), chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16,

g0=73 Theo (6.42):

νH=δHgov √ aw 2/u

= 0,006.73.1,02.√260/3,12

= 4,12

Như vậy σ H< ¿ [σ H], thỏa mãn.

d) Các thông số và kích thước bộ truyền

d3= ¿ 3

√1591246

0,2.30 = 64 mm ( lấy [τ] = 30) Chọn d1=30mmb01=19.

- Khoảng cách trên các trục là:

+) Trên trục II:

l22 = 0,5 (lm22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5.(58 +23) +10 +10 = 60,5 Chọn l22 = 60 mm

Fy12 = Fr12.cosα = 886 cos 350 = 725(N)

( với α là góc hợp bởi đường nối tâm bánh đai với oy)

Ft3 = 2T2/ dw1 = 2.553393/ 126 = 8784 (N).

Fr3 = Ft3 tgαtw / cos = 8784.tag23°/cos31° = 4349 (N)

A Xác định đường kính trục vào của hộp giảm tốc

1 các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men

Chiếu các lực lên trục oy ta được :

Ʃ My = Fy12.l12 + Fy13.l13 + Fy14.l14 – Fy11.l11 + Fz13.r13 – Fz14.r14 = 0 => Fy11 = (Fy12.l12 + Fy13.l13 + Fy14.l14) / l11

Fy11 = ( 725.63 + 1347.60 + 1347.188)/248

Fy11 = 1531 (N)

Ʃ Fy = – Fy12 + Fy13 + Fy14 – Fy10 – Fy11 = 0

=> Fy10 = – Fy12 – Fy11 + Fy13 + Fy14

My14 = Fx12.(l14 + l12 ) + Fx10.l14 – Fx13.(l14 – l13 )

= 508.(188 + 63 ) + 2342.188 – 2720.(188 – 60 ) = 219644 (N.mm)

Từ đó ta có biểu đồ 1:

2 Tính chính xác trục vào của hộp giảm tốc

Theo công thức 10.15 ; 10.16 ; 10.17; [1] ta tính được mô men uốn tổng cộng, mômen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là

– Tại chỗ lắp bánh đai ( tiết diện 12)

Chọn d12 theo tiêu chuẩn ta được d12 = 30 mm

- Tại chỗ lắp ổ lăn (tiết diện 10)

Chọn d14 theo tiêu chuẩn d14 = 36 mm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

3 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 … 2,5 )

Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 … 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)

sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21

Trong đó σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn xoắn của chu trình đối xứng, vật

liệu thép 45 tôi cải thiện có σ b = 850(MPa)

đó hệ số tăng bền ky = 1,3

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 850 Mpa là kσ = 1,62 ; kτ = 2,01 Theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước tại tiết diện 13 là :

Vậy tiết diện 13;14 ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi)

B Xác định kết cấu đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc

1 Các lực tác dụng lên trục và biểu đồ mômen

- Đối với bánh răng nghiêng

Ft3 = Ft4 = Ft1 = 3875 (N)

Fr3 = Fr4 = Fr1 = 1871 (N)

Ʃ M0 = -Fy22.l22 + Fy23.l23 – Fy24.l24 + Fz22.r22 – Fz24.r24 – Fy21.l21 = 0

Fy21 = ( -Fy22.l22 + Fy23.l23 – Fy24.l24 ) / l21

Fy21 = 1235 (N)

Ʃ Fy = Fy20 + Fy22 – Fy23 + Fy24 + Fy21 = 0

=> Fy20 = Fy23 – Fy22 – Fy24 – Fy21 = 1235 (N)

Mx24p = Mx22t = 74100 (N.mm)

Mx24t = Mx22p =125067 (N.mm)

My22 = Fx20.l20 = 7112 60 = 426720 (N.mm)

My23 = Fx20 l23 - Fx22.(l23 – l22) = 7112.124 – 2720.(124 – 60) = 633888 (N.mm)

My24 = My22 = 426720 (N.mm)

Từ đó ta có biểu đồ mô men trục 2:

2 Tính chính xác trục

Theo công thức 10.15 ; 10.16 ; 10.17; [1] ta tính được mô men uốn tổng cộng , mô men tương đương, đường kính tại các tiết diện trên trục là.

– Tại chỗ lắp bánh răng nghiêng ( tiết diện 22; 24)

Chọn d22 = d24 =48 theo tiêu chuẩn ta được

- Tại chỗ lắp bánh răng thẳng ( tiết diện 2-3)

Chọn d23 theo tiêu chuẩn d23 = 50 mm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn như sau:

tại tiết diện 2-2

3 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 … 2,5 )

Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 … 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)

sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21

vậy ta có S22 = 4,34 > [S]

S23 = 3,22 > [S]

Vậy ta có tiết diện 2-3 và 2-2(2-4) thỏa mãn điều kiện bền

C Tính đường kính trục ra của hộp giảm tốc

1 Các lực tác dụng lên trục và biểu đồ mômen

Từ đó ta có biểu đồ mô men trục 3:

2 Tính chính xác trục

Theo công thức 10.15; 10.16;10.17 ta tính được mô men uốn tổng cộng tương đương, đường kính tại các tiết diện trên trục là( vì dsb3 = 65mm theo bảng 10.5 ta có [σ] = 55MPa

- Tại tiết diện 3-2 (chỗ lắp bánh răng)

Chọn theo tiêu chuẩn d32 = 70 mm

- Tại chỗ khớp nối ( tiết diện 3-3)

chọn theo tiêu chuẩn d33 = 65 mm

xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đườngkính các đoạn như sau:

tại chỗ lắp bánh răng : d32 = 70 mm

tại chỗ lắp khớp nối d33 = 65 mm

tại các ổ lăn d30 = d31 = 65 mm

dựa vào bảng 9.1a ta chọn được then lắp bánh răng ,khớp nối

tại tiết diện 3-2

b = 20 mm ; t1 = 7,5 mm ; t2 = 4,9 mm ; h =12mm

tại tiết diện 3-3

b =18 mm ; t1 =7 mm ; t2 = 4,4 mm ; h =11mm

trong đó b ; h ; t1 ; t2 lần lượt là kích thước tiết diện của then và chiều sâudãnh then trên trục và trên lỗ

3 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

S= S σ Sτ

σ + S2τ≥

[s]

Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 … 2,5 )

Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 … 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)

sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21

vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theochu kỳ đối xứng do đó

- εσ32 = 0,76 ; ετ32 = 0,73

Vậy kσd = (1/1,3).(1,62/ 0,76 + 1,1 - 1) = 1,71

kτd = (1/1,3).(2,01/ 0,73 + 1,1 - 1) = 2,19

ta có : Sτ32 =

214,9 2,19.12,57+0,05.12,57= 7,6

; Sσ32 =

370,6 1,71.25,52+0,05.0= 8,49

vậy ta có S = 5,66 > [S]

vậy tiết diện 3-2 ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi)

********************************************

PHẦN 5:CHỌN Ổ LĂN.

Với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh ta chọn ổ lăn cho trục vào và ra

là ổ bi đỡ dãy, trục lắp trung gian là ổ đỡ trụ ngắn 1 dãy

1.Chọn ổ lăn cho trục vào hộp giảm tốc

xét tỉ số Fa/Fr = 0 vì Fa = 0 ; tức là không có lực dọc trục nên ta chọn ổ

bi đỡ 1 dãy có sơ đồ bố trí như sau:

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm

Tra bảng 2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu: 406

Đường kính trong d = 30mm ; đường kính ngoài D = 90 mm

Khả năng tải động

C = 37,2 kN; khả năng tải tĩnh C0 = 27,2 kN; B = 23 mm; r =2,5 mm+ Kiểm nghiệm khả năng chịu tải :

- khả năng tải động

Theo công thức 11.3 với Fa = 0, tải trọng quy ước:

Q= X.V.Fr.kt.kđ

Theo công thức 11.1 khả năng tải động :

Loại ổ lăn này thỏa mãn điều kiện tải tĩnh

⁡ 2.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc

Trục có lực hướng tâm, để đảm bảo cặp bánh răng có lực ăn khớp chính xác ta chọn ổ tùy động

Với đường kính ngõng trục d= 45 mm, chọn ổ đũa trụ ngắn cỡ trung rộng ký hiệu 2309 (P2.8) có

Khả năng tải động C = 56,5 kN

Khả năng tải tĩnh C0 = 40,7 kN

Theo bảng ta có D = 100 mm; B = 25 mm ; r = r1 = 2,5 mm

Đường kính chiều dài con lăn dcl = 14 mm ;lcl = 14 mm

+ Kiểm nghiệm khả năng chịu tải

Theo công thức 11.1 khả năng tải động :

Dựa vào đường kính ngõng trục d=65mm tra bảng 2.7 chọn ổ bi cỡ nhẹ

Có ký hiệu : 213

Đường kính trong d = 65mm đường kính ngoài D = 120 mm

Khả năng tải động C = 44,9 kN, khả năng tải tĩnh Co= 34,7 kN

B = 23 mm r1 = r2 = 2,5 mm

Đường kính bi db = 16,67 mm

+Kiểm nghiệm khả năng chịu tải

-Khả năng tải động Theo công thức 11.3 với Fa = 0, tải trọng quy ước:

Ft31 = ( F2

x31 + F2

y31)0,5 = (16392 + 1673,52) = 2342 (N)Vậy ta có Q = 6477.1.1.1.1,1 = 7,3 (kN)

Theo công thức 11.1 khả năng tải động :

Cd = Q m√L

m bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ lăn

tuổi thọ của ổ lăn:

PHẦN 6: THIẾT KẾ KHỚP NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

1.Xác định các thông số của khớp nối

Để truyền mômen xoắn từ trục III sang trục làm việc ta dùng khớp nối trục đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ dàng thay thế, làm việc tin cậy

Ta có mômen xoắn tính toán Tt= k.T

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác , tra bảng

16-1

k= 1,2…1,5 lấy k=1,3

T là mômen xoắn trên trục III : T =1658052,3 N.mm

 Tt = 1,3.1658052,3 = 2155467 N.mm = 2155,467 N.m

Với đường kính trục III ở đầu ra hộp giảm tốc d = 65mm theo bảng

16-10a và bảng 16-10b ta chọn được kích thước cơ bản của khớp nối

trục vòng đàn hồi như sau:

200

0 63 260 - - 140 110 200 8 2300 8 78 48 48 48

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi :

T dc d1 D2 L l1 l2 l3 h200

0 24 M16 32 95 52 24 44

2.Kiểm nghiệm khớp nối

Để nối trục thỏa mãn ta phải tính kiểm nghiệm về điều kiện sức bền dập

của vòng đàn hồi và điều kiện sức bền của chốt

+ Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi :

Trong đó: k là hệ số chế độ làm việc tra bảng 16-1, lấy k = 1,3

[σ d] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy

Tính kết cấu hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu

GX 15-32

Chọn bề mặt lắp ghép và thân đi qua tâm trục

Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau

Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm Với bánh răng cấp nhanh lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 bán kính Lượng dầu bôi trơn khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1 kW công suất truyềnBôi trơn ổ lăn

Chất bôi trơn được lựa chọn dụa trên nhiệt độ và số vòng quay của ổ Trong thực tế khi vận tôc trươt v <4 đến 5 m/s có thể dùng mỡ hoặc dầu

để bôi trơn Theo bảng 15.15

Dầu bôi trơn hộp giảm tốc

chọn độ nhớt để bôi trơn dầu phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh răng tra theo bảng 18.11 ta chọn độ nhớt dầu ở 50oC (100oC) là 186(11)16(2)

Từ độ nhớt đã chọn này tùy chọn phạm vi sử dụng hộp giảm tốc ta chọn loại dầu bôi trơn phù hợp theo bảng 18.13 là loại dầu công nghiệp 45Lắp bánh răng nên trục và điều trỉnh sự ăn khớp

để lắp bánh răng nên trục ta chọn mối ghép then và chọn kiểu lắp là H 7 K 6 vì

nó chiu tải vừa và va đập nhẹ

Điều chỉnh sự ăn khớp:

để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng nên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn