Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải

Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết k

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

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 cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công 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 là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên

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

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…

Em chân thành cảm ơn các thầy và các bạn 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 và các bạn.

Sinh viên thực hiện:

PHẠM NGỌC TIẾN

HOÀNG TRỌNG NGHĨAĐỀ TÀI

Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải

Hệ thống dẫn động cơ khí gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Khớp nối đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánhrăng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4- Bộ truyền xích ống con lăng; 5- Băng tải

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục băng tải: P=10 (kw)

Số vòng quay trên trục tang dẫn: n=40 (vòng/phút)

Thời gian phục vụ: L=8 (năm)

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

(một năm 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 =T; t1 =28s; T2 = 0,7T; t2 =60s

MỤC LỤC

Trang

Chương 1:Tìm hiểu về hệ dẫn động xích tải ……….6

Chương 2:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ……….7

Chương 3:Tính toán các bộ truyền………10

A, Bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: bộ truyền xích ống con lăn………… 10

B, Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng………13

Chương 4:Trục và then ……….29

Chương 5: Ổ lăn ………47

Chương6: Cấu tạo vỏ hộp và các chiết máy khác ………52

Tài liệu tham khảo ……… 56

CHƯƠNG 1: TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG BĂNG TẢI

1, Khái niệm:

Hệ thống dẫn động băng tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ truyền động cho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc phù hợp, với mục đích là là biến chuyển động quay của trục tang trống băng tải thành chuyển động tịnh tiến của băng tải để di chuyển các sản phẩm hoặc các chi tiết trong một khâu của một dây chuyền sang khâu khác để tiếp tục gia công hoặc di chuyển sản phẩm sau khi ra khỏi dây chuyền để tiến hành đóng gói

2, Nguyên lí hoạt động:

Hệ thống dẫn động băng tải sử dụng động cơ (1) làm nguồn cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động, qua khớp nối đàn hồi (2) tới tới trục sơ cấp của hộp giảm tốc(3), tại hộp giảm tốc sẽ có nhiệm vụ thay đổi momen cũng như vận tốc quay để có được momen quay, vận tốc thích hợp tại đầu ra hộp giảm tốc là trục thứ cấp, công suất tiếp tục được truyền đến bộ truyền xích (4) làm quay trục tang trống băng tải từ đó làm cho băng tải (5) di chuyển tịnh tiến, tại đó sẽ giúp ta đưa sản phẩm ra khỏi dây chuyền

3, Ưu, nhược điểm:

a, Ưu điểm:

- Phù hợp với mô hình sản xuất hàng loạt

- Tiết kiệm thời gian, nhân công lao động

- Làm việc hiệu quả

Hệ thống dẫn động băng tải được ứng dụng trong nhiều lĩnh vực như:

- Hệ thống dẫn động băng tải xi măng, cát đá… trong lĩnh vực xây dựng

- Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực thực phẩm, thức ăn gia súc…

- Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực chế tạo xe ô tô

CHƯƠNG 2: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Sơ đồ bố trí các trục:

II.Chọn động cơ điện:

1.Xác định công suất động cơ:

Tải trọng thay đổi théo bậc nên công suất tương đương được xác định theo công thức:

T

, i

t

mômen xoắn và thời gian làm việc ở chế độ thứ i

Hiệu suất chung của hệ thống(tra bảng 2-3_19[1]):

2 4 .

Theo bảng P1.3_234,chọn động cơ điện K160M có Pdc=11kw, ndc=1450 vg/ph,

III.Phân phối tỉ số truyền:

1.Tỉ số truyền :

Tỉ số truyền chung cho cả hệ thống:

1450

36, 25 40

t h x

u u u

IV III

x ol

P P

III II

ol br

P P

II I

P P

I II

n n u

(vòng/ phút)

Trục III: 2

358 120 2,98

II III

n n u

(vòng/phút)

Trục IV:

120 40 3

III IV x

n n u

(vòng/phút)

4.Mômen xoắn trên các trục và động cơ:

69,55.10 i

i

i

P T

dc dc

I I

I

P T

II II

III III

IV IV

Số vòng quay (vg/ph) 1450 1450 358 120 40

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

A, Tính toán các bộ truyền hở: bộ truyền xích ống con lăn

Số liệu thiết kế: công suất

1, Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

- Theo bảng 5.4, với ux = 3 chọn số răng đĩa nhỏ Z1= 23, do đó số răng đĩa lớn Z2 =

ux.Z1 = 69 < Zmax = 120

- Theo công thức 5.3, công suất tính toán: P t =P k k k .z n

Trong đó: kz = 25/z1 = 1,09; kn = n01/n1 = 50/ 120 = 0,417; theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có:

0,5( ) 127,34

(4 )

Z Z p a

vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

Đường kính đĩa xích theo công thức 5.17 và bảng 13.4

1

1

31,75

232,6 sin( ) sin

Kd : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Kr : hệ số tải ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z

Kdd =1,35: hệ số tải trọng động

E =2,1.105 MPa; A = 395mm2 bảng 5.12

Chọn vật liệu làm xích là gang xám, tôi, ram

B, Bộ truyền trong hộp giảm tốc: bộ truyền bánh răng

I Bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:

Flim/SF).YR.YS.KxF.KFC.KFLTrong đó:

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng.

+ YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

N = ∑    

Trong đó:

ni, ti: số vòng quay và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét:

t = 24000hc: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c = 1

1 60.1.(1 60 0,7 28).1450.38400 / (60 28) 6,75.10

HE

Do tải trọng một phía nên KFC = 1

-Theo ct6.2a trang 93 ta được:

F

FL FC o

i lim F F

S

K K ]

+ T1: mômen xoắn trên trục chủ động cấp nhanh, T1 = 68760 N.mm

+ [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]= 522,7 MPa

cosβ = mn(Z1+Z2) / (2aw) = 2 (24 +97) / (2.122) = 0,978

Vậy β = 11,88o thỏa mãn điều kiện 80 < β <200

- Tính lại tỷ số truyền theo Z1 và Z2 :

, 21 1

97 4,042 24

Z u Z

,

1 1 1

thỏa mãn điều kiện

- Các kích thước của bánh răng

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

+ ZM : Hệ số xét đến cơ tính vật liệu

Bảng 6.5 trang 96: ZM = 274 (Bánh răng bằng thép)

+ ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = w

2 cos sin 2

b t

β α, với tanβb = cosαt tanβ

αt = αtw = arctan(tanα/ cosβ) = arctan(tan200/ cos11,880) = 20,40

Vậy tanβb = cos20,40.tan11,880 = 0,197 ⇒

βb = 11,160

⇒

ZH =

0 2.cos11,16

1,73 sin 2.20, 4 =+ Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng ct6.36c trang 105:

b

m

βπ

=

49.sin(11,88 )

1, 43,14.2

o

=

thoả mãn điều kiện εβ

≥1

Theo bảng 6.13 trang 106: với v < 4 m/s chọn cấp chính xác 9 cho bộ truyền

bánh răng trụ răng nghiêng

+ KH α: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp theo bảng 6.14 trang 107: KH α = 1,09

+KH β: hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Với v1 = 3,67 (m/s) <5(m/s) hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Zv= 1 Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 1,25(µm) => ZR=1,05

Đường kính đỉnh răng: da1<700(mm) => KxH = 1

Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:theo ct6.1

[σH]’ = [σH].ZR.Zv.KxH = 522,7.1,05.1.1=541(MPa)

Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức ta có: σH < [σH]’

vậy thỏa điều kiện

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép: Theo ct6.43 và ct6.44 trang 108

σF1 =

1 1

+ T1: Mômen xoắn trên bánh chủ động: T1 = 68036 Nmm

Yβ = 1 - β/140 = 1 - 11,88/140 = 0,92+ YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chỉnhtheo bảng 6.18 trang 109:

Ztd1 = Z1 / cos3β = 32 ⇒

YF1 = 3,8

Ztd2 = Z2 / cos3β = 114 ⇒

YF2 = 3,6+ KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = 2

Vậy :σF1 =

2.68036 48.48,32.2

.2.0,623.0,948.3.39 =212 MPa < [σF1]

σF2 = 63 3,6/ 3,8 =236 MPa < [σF2]

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:theo ct6.48 trang 110:

mm

đường kính đỉnh rang da da1 = d1+2m

da2 = d2+2m

54,2200

mm

Flim/SF).YR.YS.KxF.KFC.KFLTrong đó:

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

+ KHL, KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng và thời

gian phục vụ+ YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng

+ YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

N = ∑    

Trong đó:

+ ni, ti: số vòng quay và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét:

t = 38400 h

+ c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c= 1

i lim H i

H

S

K ]

[σ =σ

*

3

1 [ ] 550 500

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:theo ct6.8 trang 93

∑

max i

NFE4 > NFO

Vậy KFL3 = KFL4 = 1

Do tải trọng một phía nên KFC = 1

-Theo ct6.2a trang 93 ta được:

F

FL FC o

i lim F

K K ]

+ Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Theo bảng 6.5 trang 96: Ka = 49,5 MPa1/3(với bánh răng thẳng và vật liệu củacặp bánh răng là thép - thép)

+ T2: mômen xoắn trên trục chủ động, T2 =267293 Nmm

+ [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]= 481,8 MPa

w

a Z

+ Tính lại tỷ số truyền theo Z1 và Z2 :

, 4 2 3

92 2,97 31

Z u Z

,

2 2 2

* Các thông số kích thước của các bánh răng:

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

cos 2

= 1,7

+ Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng ct6.36a trang 105:

−

= 0,87

* Vận tốc vòng: v =

3 360000

Theo bảng 6.13 trang 106: với v < 4 m/s chọn cấp chính xác 9

+ KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn: KHα = 1 bánh răng trụ răng thẳng+KH β: hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Theo ct6.1 và ct6.1a : [σH]’=[σH] ZR Zv KxH= 620.1.0,9.1= 558 MPa

Như vậy, σH < [σH]’ đảm bào điều kiện về độ bền tiếp xúc

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền tiếp xúc

Tính lại chiều rộng vành răng

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép: Theo ct6.43 và ct6.44 trang 108

σF3 =

m d b

T

w

w .

2 3 2

KF YεYF3Yβ ≤ [σF3]

σF4 = σF3 Y F4 /Y F3≤ [σF4 ]

Trong đó

+ T2: Mômen xoắn trên bánh chủ động: T2 = 267293 Nmm

+ Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε = 1/εα = 0,58 với εα là hệ số

trùng khớp ngang: εα =1,72+ m: môđun pháp: m = 3 mm

+ bw: chiều rộng vành răng: bw = 92 mm

+ dw3: đường kính vòng lăn chủ động, d3 = 93 mm

+ Yβ : Hệ số kể đến góc nghiêng của răng Yβ = 1

+ YF3, YF4: hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Bảng 6.18 trang 109:

Ztd1 = z3 = 31, x3 = 0,3 → YF3 = 3,54

Ztd2 = z4 = 92; x4 = 0,75 → YF4 = 3,49

+ KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KF α KF βKFvVới:

* KF α: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.: KF α = 1

* KF β: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về uốn Bảng 6.7 trang 98: KF β = 1,12

* KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn

2.17 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:theo ct6.48 trang 110:

- Ứng suất uốn cực đại: theo ct6.49 trang 110:

mm

đường kính đáy răng df df3 = d3 - (2,5- 2x3)m

df4 = d4 - (2,5- 2x4)m

87,3270

Răng

CHƯƠNG 4, TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN

A, TÍNH TRỤC

I, CHỌN VẬT LIỆU:

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được

và dễ gia công Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn

Với trục động cơ dđc = 38 (mm), mômen tính toán Tk = k.Tđc =

1,8.68760=117(Nm) (tra bảng 16.1 ta có k = 1,8 cho xích tải) tra bảng 16-10.a ta được:

Đường kính lỗ lắp với trục động cơ: d= 35 (mm)

Mô men xoắn cho phép: [T] = 125(Nm)

Đường kính ngoài : D= 125 (mm)

Đường kính tâm lỗ chốt : D0 = 90 (mm)

Chiều dài phần lắp trên trục động cơ: l1 = 30 (mm)

Chiều dài phần lắp trên trục 1: l2 = 32 (mm)

theo công tức tính lực vòng trên khớp nối

2 2.68036

1454( ) 90

t t

Chọn d1 = 35 (mm)

- Trục 2

[ ]

2 33

τ

(mm)Chọn d2 = 50 (mm)

- Trục 3

[ ]

3 33

τ

(mm)Chọn d3 = 65 (mm)

Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Theo bảng 10.2 trang189:

3 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực:

3.1 Xác định chiều dài mayơ

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối

3.2 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

-Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp:K1 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 15 (mm)

- Chiều cao ổ và đầu bulông: hn = 15 (mm)

- Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 1

- Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 4

td br

Đường kính tại vị trí lắp khớp: 3 [ ] 3 52682

28,3( ) 0,1 0,1.63

tdi k

tdi ol

Momen tương đương:

368647

48,1( )

td br

619943

58,7( )

td br

Momen tương đương

tdi ol

-Trục làm bằng thép 45 có giới hạn bền kéo σb= 600Mpa.

giới hạn bền uốn σ-1=0,436.σb = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

giới hạn mỏi xoắn τ-1=0,58.σ-1 = 0,58 261,6 = 151,73 (MPa)

- Kết cấu trục được tiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diệnnguy hiểm thoả mãn điều kiện (10.19):

[s] : Hệ số an toàn cho phép [s]=(1,5÷2,5)

sσ i, sτ i : Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết

diện i

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i được

xác định theo công thức (10.20) & (10.21):

Trong đó:

+σai,σmi : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện i+τai,τmi : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện i

max min2

Mi,Ti : Là momen uốn tổng và momen xoắn tại tiết diện i

Wi,Woi : Là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện i của trục, được xác định theo bảng 10.6 trang 196

+ ψσ,ψτ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng 10.7 trang 197 với σb=600MPa =>ψσ= 0,05, ψτ=0

+ Kσdi , Kτdi : Là các hệ số được xác định theo các công thức (10.25) & (10.26)

Kσ , Kτ ; Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Rãnh then trên trục được cắt bằng dao phay ngón với σb= 600Mpa => Kσ = 1,76,

Kτ=1,54

=> Kσ/εσ= 1,76/0,85 = 2,07; Kτ/ετ= 1,54/0,78= 1,97

Trị số Kσ/εσ, Kτ/ετ tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với bề mặt trục lắp

có độ dôi Chọn kiểu lắp k6 với σb= 600Mpa ,

d

Momen cản xoắn Wo: