Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Đại Học Bách Khoa)

- Đường kính vòng lăn:- Chiều rộng vành khăn: mm Vận tốc vòng bánh răngm/s Theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là 9Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền: - Lực vòng: - Lực hướng

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: LÂM ANH TÚ MSSV:G0903162

ĐỀ TÀI Đề số 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Phương án số:8

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đơi cấp nhanh; 4- Bộ truyền xích ống con lăn 5- Băng tải.

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục băng tải, P : 12kW

Số vòng quay trên trục băng tải, n(v/p) :50

Thời gian phục vụ, L(năm) :8

Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 200 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)Chế độ tải: T1= T ; T2 =0.4T

t1= 15 giây ; t2 =37 giây

Phần 1

Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1 Chọn động cơ điện.……… 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền……….…6

Phần 2

Tính toán thiết kế chi tiết máy 2.1 Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn……… 9

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng ………12

2.3 Tính toán trục và chọn then ……… 27

2.4 Tính chọn ổ lăn và nối trục vòng đàn hồi ……… 43

2.5 Thiết kế vỏ hộp……… 48

2.6 Các chi tiết phụ……….….49

2.7 Bảng dung sai lắp ghép……… 55

Tài liệu tham khảo………57

LỜI NÓI ĐẦU

-*** -Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong

cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơkhí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động làcông việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết,nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động lànhững yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thểnói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đốivới các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phậnkhông thể thiếu

Đồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta cóthể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy,Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật…, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việcthiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà côngviệc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổlăn,… Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung vàhoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh , các thầy cô khoa cơ khí

đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô

Kính chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc

 Chọn hiệu suất của hệ thống

Hiệu suất truyền động:

 Tính công suất đẳng trị (công suất tính toán) :

Công suất tính toán:

Công suất cần thiết trên động cơ:

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

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

• Tỉ số truyền của hệ :

Chọn sơ bộ

: tỉ số truyền của bộ truyền xích

: tỉ số truyền của hộp số giảm tốc 2 cấp

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:

Dựa vào bảng P1.3/trang 237 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một”của

“Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ điện 4A160S4Y3có công suất Pdc=15(kW)

 Tính toán momen xoắn trên các trục

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN

 Chọn loại xích ống con lăn

 Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức:

(răng)

 Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức:

(răng)

 Xác định các hệ số điều khiển sử dụng xích K theo công thức 5.22 trang 181 sách

“ Cơ Sở Thiết Kế Máy” của “ Nguyễn Hữu Lộc”:

Kr=1,2: hệ số tải trọng động (tải trọng va đập nhẹ)

Ka=1: hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách trục (chọn a=40pc)

Ko =1: hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền (bố trí nằm ngang)

Kdc=1: hệ số xét đến ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục điều chỉnh được)

Kb=1: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn nhỏ giọt)

Klv=1,12 –hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc hai ca)

 Tính công suất tính toán Pt:

 Tương ứng với bước xích pc = 31,75 mm Số vòng quay tới hạn là

nth=630 (vòng/phút) → thoả mãn điều kiện : n1 < nth

 Xác định vận tốc trung bình v (m/s) của xích ( công thức 5.10 ) và lực vòng có ích Ft:

 Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc theo công thức (5.26):

Với được chọn trong bảng 5.3 là 29 (Mpa)

Do pc = 31,75 (mm) nên điều kiện được thoả.

Tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức (5.9) :

Ta chọn khoảng cách trục a = 1275 (mm) ( khoảng cách giảm (0,002÷0,004)a )

 Số lần va đập xích trong một giây:

Theo bảng (5.6) với bước xích pc= 31,75 (mm), chọn [i] = 16

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28)

+ Tải trọng phá huỷ Q tra bảng (5.2) trang 78 sách “TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ TẬP 1” của “ Trịnh Chất và Lê Văn Uyển” với pc = 31,75 (mm)

→ Q = 88,5 (KN) = 88500 (N)

+ Lực trên nhánh căng: Fl ≈ Ft = 7124,11 (N)

+ Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức (5.16)

+ Lực căng ban đầu của xích được xác định theo công thức (5.17)



Tính lực tác dụng lên trục theo công thức (5.19):

Trong đó : Km = 1,15 là hệ số trọng lượng xích ( bộ truyền đặt nằm ngang)

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn Tỷ số truyền Số vòng quay

Chọn vật liệu làm bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6.13 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của thầy Nguyễn Hữu Lộc đối với bán dẫn, ta chọn độ rắn trung bình ; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình

Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt

Số chu kì làm việc cơ sở

(chu kì)(chu kì)(chu kì)

Số chu kì tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

(chu kì)Tương tự:

(chu kì)

Vì

cho nên

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện ; do đó:

vì không thỏa điều kiện nên ta chọn

Ứng suất uốn cho phép:

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đôi đối xứng các ổ trục nên ,

chọn theo tiêu chuẩn Khi đó :

Theo bảng 6.4, ta chọn

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn

Theo tiêu chuẩn, ta chọn

- Đường kính vòng lăn:

- Chiều rộng vành khăn: (mm)

Vận tốc vòng bánh răng(m/s)

Theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác bộ truyền là 9Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực vòng:

- Lực hướng tâm:

- Lực dọc trục:

Theo bảng 6.6 chọn hệ số tải trọng động

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

Trong đó:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1

Hệ số an toàn SH = 1,1 ( tra bảng 6.13)

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả

1. Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80)

Hệ số tải trọng tính:

Với KFα = 1

Ứng suất uốn tính toán:

Vậy độ bền uốn được thoả.

Các thông số và kích thước của bộ truyền:

Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt

Tính ứng suất cho phép giống như thiết kế bánh răng cấp nhanh ta được:

Ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Ứng suất uốn cho phép:

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn

theo tiêu chuẩn Khi đó :

Theo bảng 6.4, ta chọn

Theo tiêu chuẩn, ta chọn

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

Trong đó:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1

Hệ số an toàn SH = 1,1 ( tra bảng 6.13)

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả

Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80)

Với KFα = 1

Ứng suất uốn tính toán:

Vậy độ bền uốn được thoả.

Các thông số và kích thước của bộ truyền:

mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả các bánh răng.

Ta có điều kiện sau:

Vậy hộp giảm tốc thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu

1510

+ _

+ _

+ _

- Trong mặt phẳng (x0z):

- Moment tương đương:

- Đường kính các tiết diện:

Chọn sơ bộ:

- Do tại B1;C1 và tại E1 có rãnh then nên

- Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị như sau:

- Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 30(mm) nên suy ra chọn là hợp lí.

Dựa vào biểu đồ nội lực tính moment uốn tổng hợp tại từng tiết diện:

- Moment tương đương:

- Đường kính các tiết diện:

Chọn sơ bộ:

- Do tại B2;C2 và tại D2 có rãnh then nên

- Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị như sau:

- Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 70(mm) nên suy ra chọn là hợp lí

- Trong mặt phẳng (x0z):

Biểu đồ moment

+ _

- Moment tương đương:

- Đường kính các tiết diện:

Chọn sơ bộ:

- Do tại A3; C3 có rãnh then nên

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị như sau:

- Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 70(mm) nên suy ra chọn là hợp lí

- Phác thảo trục III:

Chọn then cho các tiết diện trục:

Chọn chiều dài mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng tru

Chiều dài mayơ nữa khớp nối (đối với nối trục đàn hồi)Chiều dài then :

Tiết diện Đường kính Loại then bxhxl

- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Với : [s] = 2,5 - hệ số an toàn cho phép

- hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất xoắn

- hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn

- Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn

Trong đó :

- - hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng.Tra bảng 10.8 sách thầy Nguyễn Hữu Lộc

- Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên

; Với:

- biên độ và giá trị trung bình của ứng suất

- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay 1 chiều

Với W0 là moment cản xoắn

- - hệ số kích thước tra theo bảng (10.3)sách thầy Nguyễn Hữu Lộc

Moment cản uốn và moment cản xoắn của các tiết diện trong bảng sau:

Tiết diện Đường kính bxh t W W 0

- hệ số tăng bền mặt với kiểu tăng bền thấm cacbon

Kết quả tính toán với tiết diện 3 trục

Tiết

diện

Đường

kính

-Do đó trục thỏa điều kiện bền mỏi theo hệ số an toàn

Kiểm nghiệm độ bền then

Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức:

Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức:

Ứng suất dập cho phép : =100MPa

Ứng suất cắt cho phép: =90MPa

Tiết diện

Đường kính

Loại then bxhxl

C 3 60 18x11x70 7 4,4 92,3 22,56

Tại A3 không thỏa độ bền dập, ta thiết kế tại A3 có 2 then 16x10x63 đặt lệch nhau 1 góc

1800 và mỗi then chịu 0,75T

Do đó then thõa điều kiện bền theo độ bền dập và cắt

2.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

A.TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Trục I

Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong 25mm

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

Vì FrA1>FrD1 nên ta tính toán để chọn ổ A

Chọn các hệ số , , V theo bảng 11.2 sách thầy Nguyễn Hữu Lộc

- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

- hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay ( vòng trong quay)

Do không có lực dọc trục nên hệ số

X = 1 và Y = 0Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Với

Do tuổi thọ ổ quá lớn nên chia 3 tuổi thọ

(triệu vòng)Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ

• Khả năng tải động tính toán của ổ

Với đối với ổ bi

• Khi đó ta chọn ổ lăn theo điều kiện khả năng tải động như sau

Theo phụ lục P2.7 trang 255 sách thầy Trịnh Chất với ta chọn

ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 405 có khả năng tải động và khả năng tải tĩnh

• Xác định lại tuổi thọ của ổ theo công thức 11.17

( triệu vòng)

• Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Chọn Vậy ổ đủ bền tĩnh

Trục II

Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong 30mm

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E

Vì FrA1 =FrE1 nên ta tính toán để chọn ổ A

Chọn các hệ số , , V theo bảng 11.2 sách thầy Nguyễn Hữu Lộc

- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

- hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay ( vòng trong quay)

Do không có lực dọc trục nên hệ số

X = 1 và Y = 0Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

(triệu vòng)Với

Do tuổi thọ ổ quá lớn nên chia 3 tuổi thọ ( thay mới sau 30 tháng sử dụng)

(triệu vòng)Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ

Với đối với ổ bi

• Khi đó ta chọn ổ lăn theo điều kiện khả năng tải động như sau

Theo phụ lục P2.7 trang 255 sách thầy Trịnh Chất với ta chọn

ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung rộng 2606 có khả năng tải động

Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong 55mm

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D

Vì FrB1>FrD1 nên ta tính toán để chọn ổ B

Chọn các hệ số , , V theo bảng 11.2 sách thầy Nguyễn Hữu Lộc

- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

- hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay ( vòng trong quay)

Do không có lực dọc trục nên hệ số

X = 1 và Y = 0Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

(triệu vòng)

Với Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ

• Khả năng tải động tính toán của ổ

Với đối với ổ bi

• Khi đó ta chọn ổ lăn theo điều kiện khả năng tải động như sau

Theo phụ lục P2.7 trang 255 sách thầy Trịnh Chất với ta chọn

ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 411 có khả năng tải động và khả năng tải tĩnh

• Xác định lại tuổi thọ của ổ theo công thức 11.17

( triệu vòng)

• Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

• Kiểm tra độ bền uốn của chốt theo công thức

• Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi

Do vậy điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa

2.5 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

Vật liệu là gang xám GX 15-32;

Ta sử dụng hộp giảm tốc đúc với các thông số cơ bản sau

Tên gọi Kích thước

Chiều dày

Thân hộp

Nắp hộp

Gân tăng cứng

Chiều dày

Chiều cao h = 45

Độ dốc

Đường kính

Bulong ghép bích nắp và thân

Vít ghép nắp ổ

Vít ghép nắp cửa thăm

Khe hỡ giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa các mặt bên bánh răng với nhau

Số lượng bulong nền 4

PHẦN CÁC CHI TIẾT PHỤ 1.Vòng chắn dầu

Không cho dầu mỡ tiếp xúc

Sốlươngvít

d b m f L c q D S D0

M20x

6.Que thăm dầu và dầu bôi trơn:

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 550 so với mặt bên,kích thước theo tiêu chuẩn

Để đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc

Các kích thước của nắp hộp tra theo kích thước của gối trục

D3 – Đường kính ngoài của nắp; h – chiều dày nắp

10.Vú tra mỡ cho ổ lăn:

Để bổ sung mỡ bôi trơn cho ổ trong quá trình làm việc ta dùng vú tra mỡ có kết cấu và kích thước như sau:

11. Lót kín bộ phận ổ:

Vòng phớt:

2.7 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

- Các vị trí lắp bánh răng dùng kiểu lắp H7/k6 do không yêu cầu tháo thường xuyên và đề phòng quay trượt

- Các vị trí lắp ổ lăn dùng kiểu lắp k6 do chịu lực tuần hoàn

 Bảng dung sai lắp ghép trục và ổ lăn

Trục Chi tiết Dung sai Sai lệch giới hạn

Sai lệch giới hạn chiều rộng trãnh

then Chiều sâu rãnh thenTrên trục Trên bạc Sai lệch giới

hạn trên trục t1

Sai lệch giớihạn trên bạc t2

+0,098+0,040 + 0,2 + 0,2

+0,098+0,040 + 0,2 + 0,2

14x9

+0,043 +0,120+0,050 +0,2 +0,2

+0,120+0,050 + 0,2 + 0,2

+0,120+0,050 + 0,2 + 0,2

TÀI LIỆU THAM KHẢO