Đồ án Chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải Đại Học Giao thông Vận tải Hà Nội

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYĐề số : V –Phương án 1THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trìnhđào tạ

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số : V –Phương án 1THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trìnhđào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với các kỹ sư nghành chế tạo máy Thiết kế môn họcchi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống lại các kiến thức của các mônhọc như : Chi tiết máy , Sức bền vật liệu , Nguyên lý máy , Vẽ kỹ thuật… Đồng thời giúpsinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ

án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ thiết kế được giao là : THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảngkiến thức chưa nắm vững cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu và các bài giảngcủa các môn có liên quan song bài làm của em còn có những thiếu sót Em rất mongđược sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố kiến thức và có thểhiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học …

Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn hướng dẫn & chỉbảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Một lần nữa em xin trân thành cảm ơn !!!

Các số liệu phục vụ cho công việc thiết kế :

Phần I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 ) Chọn động cơ :

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong rất nhiều trường hợp dung hộp giảm tốc và động cơ biệt lập ,việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp Muốn chọn đúng loại động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại đồng thời cần chú ý đến các yêu cầu làm việc cụ thể của các thiết bị cần được dẫn động

→ Để chọn động cơ ta tiến hành theo các bước sau :

- Tính công suất cần thiết của động cơ

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

- Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải , mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế

a ) Xác định công suất động cơ :

Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên ta chọn công suất của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lúc chạy quá tải , lúc chạy non tải một cách thích hợp để nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định Như vậy ta coi động cơ làm việc với phụ tải đẳng trị không đổi Bằng phương pháp mômen đẳng trị ta xác định công suất của động cơ

n t = 60.1000 v π D = 60000× 1 ,23,14.400 = 54,60 (v/ph)

 Công suất đẳng trị : Pđt = 196,33× 54,609550 = 1,122 (KW)

Hiệu suất truyền động : η=ηbr×ηổ×ηkhớp nối

Với : η br – hiệu suất cặp bánh răng

η ổ - Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηkhớp nối - Hiệu suất nối trục di động

Tra bảng 2-3 “ trị số các hiệu suất” (sách TTTKHDD cơ khí trang 19) ta có :

Hiệu suất truyền động là : η br4 × η ổ4× η khớ p n ố i = 0,974×0,9954×0,99 = 0,859

Công suất trên trục động cơ là: Pct = 1,1220,859 = 1,306 (KW)

Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết trên trụcđộng cơ

b) Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv ut

Trong đó: nlv - Số vòng quay của trục máy công tác trong 1 phút

ut – tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động

Số vòng quay của trục máy công tác (tang quay) trong 1 phút :

2 Phân phối tỷ số truyền :

Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh hưởng rấtlớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc

Tỷ số truyền chung : uh = n n đc

t = 54,601430 = 26

Mà uh = u1.u2

Với u1 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

u2 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục bằngphương pháp ngâm dầu ta chọn u1 = u2

 u1 = u2 = √u h = √26 = 5,1

3 Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục :

Trục động cơ I : Pđc = 2,2 KW ;

Động cơI

356084,03

Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I .Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Vì hộp giảm tốc có công suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :

 Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện

đạt độ rắn HB192… 240 chọn HB2 = 230

giới hạn bền : σb2 = 750 MPa ;

giới hạn chảy : σch2 =450 MPa

 Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện

đạt độ rắn HB241… 285 ta chọn HB1 = 245

giới hạn bền : σb1 = 850 MPa ;

giới hạn chảy : σch1 =580 Mpa

II. Xác định ứng suất cho phép :

Theo bảng 6-2 ‘trị số của σ0

Hlim và σ0

Flim ’ sách TKHDDCK trang 94Với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180… 350 ta có :

T max)6 n i t i

NEF2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(16.0,5+ 0,76.0,5) = 7,08 107 > NFO

 Do đó :KLF2 =1

(Đối với tất cả các loại thép: NFO =4.106 )

NFE1 = u NFE2 = 5,1 7,08.107 = 36,11 107 > NFO  do đó lấy KLF1 =1

Theo 6.2a: [σF] = ❑Flim o KFC KFL / SF

Với : ❑Flim o - ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở

KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1 ta được :

Theo công thức(6-16)ta có:𝜓bd = 0,53 𝜓ba(u2+1) = 0,53.0,3.(5,1+1) = 0,9699

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc Với 𝜓bd = 0,9699 kết hợp tra bảng 6-7 sách TKHDCK trang 98 ta chọn

KHβ =1,05 ứng với sơ đồ 6

T2 : mômen xoắn trên trục chủ động (trục II)

[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép

Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1)3

√481,8236103,28.1,052 5,1 0,3 = 138,95 (mm)Lấy aw2 = 143 mm

Số răng bánh nhỏ : z1 = m.(u 2 a w

2 +1) = 2.(5,1+1)2.14 3 = 23,61Lấy z1 = 23 răng

 số răng bánh lớn theo công thức (6-20) ta có :

3 Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :

Theo (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :

σH = ZM ZH Zε√2 T1.K H(u2+1)

b w .u2 d w 12 ≤ [σσH ]trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =√2 cos β b

sin2 α t w

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

bw - chiều rộng vành răng

dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ

Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có :

góc prôfin răng :tarctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00) = 200

Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw sinβ / mπ = 42 sin00 / 2π = 0

Theo công thức 6-36a ta có : Zε = √4−ε α

Vận tốc vòng : v = π d w 1 n1

6000 = π 45,9 280,3960000 = 0,674 m/s

 dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có :

δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δ H=0,006

g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 6- 16

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo công thức (6-1) [σσH] = (σ Hlim o / SH ).ZR Zv KxH KHL

Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Do v = 0,587 m/s nên lấy Zv =1

Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần giacông độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó Zm, do đó ZR = 0,95

với da <700mm, KH = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a)

Vậy [σσH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa

ta thấy σH = 268,13 < [σσH] = 457,73 MPa

Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44)

F1 = 2T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w1 m ≤ [σF1 ]

F2 = ❑F 1 Y F 2

Y F 1 ≤ [σF2]Trong đó :

T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm

KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1

KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp khi tính về uốn vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên KFα =1

KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFv = 1+ v F b w d w 1

2T1K Fβ K Fα

Trong đó : v F= δ F g o v.√a w

u = 0,016 73 0,674 √1405,1 = 4,12( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn δ F= 0,016 ; g o = 73 )

 KFv = 1+ v F b w d w 1

2T1K Fβ K Fα = 1+ 2 36103,28 1,1 14,12.42 45,9 = 1,316Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 1 1,316 = 1,448

Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng vì bộ truyền răng thẳng nên Yβ =1

YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1

Trong đó : 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 trung ứng suất

Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn chọn KxF =1

 [σF1] = [σF1].YS.YR.KXF = 252,57 1,032 1 1 = 260,65 MPa

[σF2] = [σF2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 = 244,14 MPa

Vậy F1 < [σF1] ; F2 < [σF2]

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ta có hệ số quá tải Kqt = T max

T = 1,4 M M =1,4ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) :

H1max = H √K qt = 268,13. √ 1,4 = 317,26(MPa)

Ta thấy H1max < [σH]max = 1260 MPaứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có

Fmax = F Kqt

 F1max = F1 Kqt = 62,44 1,4 = 87,42 (MPa) < [σF1]max

F2max = F2 Kqt= 56,62.1,4 = 79,27 (MPa ) < [σF2]max

6 Các thông số và kích thước của bộ truyền :

da2 = d2 + 2.(1+x2- Δ Y).m =234 + 2.(1+0-0).2 =238 mm

đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 46 - (2,5- 0) 2 = 41 mm

df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234 - (2,5- 0) 2 = 229 mm

Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp chậm :

Chọn sơ bộ góc nghiêng răng :  = 100  cos = 0,985

Theo công thức (6-18) tính số răng bánh nhỏ;

z1 = 2 a w cosββ

m.(u1+1) = 2 140 0,9852.(5,1+1) = 22,6lây z1 = 22

 số răng bánh lớn theo công thức (6-32) ta có :

3 Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :

Theo công thức (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :

σH = ZM ZH Zε√2 T1.K H(u2+1)

b w 1 .u2 d w 12 ≤ [σσH ]trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =√2 cos β b

sin2 α t w

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

bw - chiều rộng vành răng

dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh ta có :

góc prôfin răng :tarctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos16,830) = 20,820

Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(22+112) = 134

Góc ăn khớp : tw1 = arccos(acost / aw ) =arccos(134.cos20,820 /140) = 26,540

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : theo công thức (6-35) ta có :

Theo công thức hệ số trùng khớp dọc :

εβ = bw sinβ / mπ = 42 sin16,830 / 2π = 1,94

nên theo công thức (6-36c) ta có Zε = √ε1α

Với εα – là hệ số trùng khớp ngang Theo công thức 6-38b ta có :

εα = [σ1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] cosβ

= [σ1,88- 3,2 (1/22 + 1/112)] Cos16,830 = 1,633

 Zε = √ε1α = √1,6331 = 0,783

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm Vận tốc vòng : v = π d w 1 n1

6000 = π 45,9 143060000 = 3,437 m/s

 dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có :

KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+ v H b w d w1

2.T1 K Hβ K Hα

Trong đó : v H = δ H.g0.v√a w

u

δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δ H=0,002

g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Tra bảng 6- 16

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo công thức (6-1) [σσH] = (σ Hlim o / SH ).ZR Zv KxH KHL

Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Do v = 3,437 m/s nên lấy Zv =1

Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần giacông độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó Zm, do đó ZR = 0,95

với da <700mm, KHL = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a)

Vậy [σσH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa

ta thấy σH = 242,79 < [σσH] = 457,73 MPa

Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44)

F1 = 2T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w1 m ≤ [σF1 ]

F2 = ❑F 1 Y F 2

Y F 1 ≤ [σF2]Trong đó :

T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm

KF - mô đun pháp

bw - chiều rộng vành răng

dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động

Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,633 = 0,61

KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1

KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp khi tính về uốn vì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng nên tra bảng 6-14 ta chọn

 KFv = 1+ v F b w d w 1

2T1K Fβ K Fα = 1+ 2 14692,31 1,1 1,407,89.42.45,9 = 1,34Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 1,40 1,34 = 2,06

Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Trong đó : 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 trung ứng suất

Ta có hệ số quá tải Kqt = T max

T = 1,4 M M =1,4ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) :

H1max = H √K qt = 242,79. √ 1,4 = 287,27 (MPa)

Ta thấy H1max < [σH]max = 1260 MPaứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có

Fmax = F Kqt

 F1max = F1 Kqt = 31,94 1,4 = 44,72 (MPa) < [σF1]max

F2max = F2 Kqt= 28,96 1,4 = 40,54 (MPa ) < [σF2]max

6 Các thông số và kích thước của bộ truyền :

da2 = d2 + 2.(1+x2- Δ Y).m =234,02 + 2.(1+0-0).2 =238,02 mm

đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 45,97 - (2,5- 0) 2 = 40,97 mm

df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234,02 - (2,5- 0) 2 = 229,02 mm

Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh :

dk : đường kính trục thứ k (mm)

T : momen xoắn trên trục thứ k (Nm)

  :Ứng suất xoắn cho phép trên trục (MPa)

-Trục I: TI =14692,31(Nmm) ;   =20 MPa

=> d1 = 3

√14692,310,2 20 = 15,42 (mm)

Lấy d1 = 20 (mm)

-Trục II (II’): TII = 36203,28 (Nmm) ;   = 20 (MPa)

=> d2= 3

√36203,280,2.20 = 20,84 (mm) Lấy d2 = 25(mm)

-Trục III : T3 = 356084,03 (Nmm ) ;   = 30 (MPa)

=> d3= 3

√356084,030,2.30 = 39,01 (mm) Lấy d3 = 40 (mm)

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

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.

-Tra bảng (10.2) để xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn

d1 = 20 (mm) –> b0 = 15 (mm)

d2 = 25 ( mm) –> b0 = 17 (mm)

d3 = 40 (mm) –> b0 = 23 (mm)

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

-Chọn các kích thước như sau:

k1 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặcgiữa các chi tiết quay

k2 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp

k3 = 15 : Khoảng cách giữa mặt mút của chi tiết quay đến nắp hộp

hn = 15 : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

-Chiều dài may ơ bánh răng trụ:

lm = (1,2 …1,5)d lấy lm =1,5d

-Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:

lm = (1,4 … 2,5)d lấy lm = 2d

-Khoảng cách lki trên trục k như sau : theo bảng (10.4)

-Trục I: bánh răng nắp trên trục động cơ và nắp chìa nên: