Tài liệu Đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế trạm dẫn đọng băng tải docx

Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất T... Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí là

Đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế trạm dẫn

đọng băng tải

MỤC LỤC Lời nói đầu

Lời nói đầu 1

Phạm Anh Vũ 1

Chương 1 : CHỌN ĐÔNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2

I: Chọn động cơ : 2

P bt = 1000 .V P 2

P= 1100 KG = 1100 9,81= 10791N 2

2 chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: 2

Số vòng quay của trục công tac trong một phút (băng tải) 2

3 hiệu suất toàn bộ hệ thống : 2

Ta có P lv = P 2 = 2 , 158 1000 2 , 0 81 , 9 1100 1000   V F kw 3

4 kiểm tra động cơ đã chọn: 3

a.kiểm tra điều kiện mở máy động cơ 3

b kiểm tra điều kiện làm việc: 3

II: phân phối tỷ số truyền: 3

U ng = u kn u xich2 4

Nhận thấy u h = 30 ta tra bảng 3.1 (43)TLI ta được 4

III: xác định các thong số động học và lực của các trục 4

2 công suất trên các trục động cơ: 5

P III =P IV /(n ol n br2 )= 2,158/(0,97.0,99)= 2,247 kw 5

P II =P III /(n br1 n ol )= 2,247/(0,97 2 0,99)=2,412 kw 5

3 tính toán mônem xoắn trên trục đông cơ: 5

Chương 2 :Tính toán thiết kế các bộ truyền 5 Tính toán thiết kế các bộ truyền S F =1,75 =1,75 6

Chọn bánh răng nhỏ : HB=241 Chọn bánh răng nhỏ : HB=241 6

Bánh răng lớn 2: có HB=240 Bánh răng lớn 2: có HB=240 6

N HO = 30.H HB2,4 6

N FO =4.10 6 6

[σH ] 2 = 2 2 lim h h s  =4101,1 =372,72 MPa 7

3 tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trục răng nghiêng 7

a xác định khoảng cách trục: 7

b xác định các thông số ăn khớp: 7

c kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 8

Z R = 0,95 9

K XH = 1 9

d kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 10

Z R = 0,95 11

K XH = 1 11

V F = F.g0v. a w /u 0 , 006 73 2 , 632 150 / 7 45  5 , 17 12

K Fv =1+V H b w d w1 /(2.T 1 K Hβ K Hα )=1+5,17.49,5.35,42 /(2.16887,3 1,5.1,37)=1,13 12

Với β = 42 0 11 `  Y β = 1+ (16,26/ 140) = 0,88 12

Vậy: σF1 = 44,77 < [σF1 ] = 212,3 MPa 12

f kiểm nghiệm về các giá trị quá tải: 12

Bảng 3:Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 13

a xác định khoảng cách trục: 14

b xác định thông số ăn khớp: 14

Z 2 = u 2 Z 1 =4,03.22= 88,66 lấy Z 2 =89 14

c kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15

Ta có : tgb  cos t.tg  cos( 20 , 2988 ).tg10 , 249 15

   2988 , 20

2 2647 , 9 cos 2 Sin Z H 1,74 15

Mà b w  ba.a w2  0 , 39 141  54,99 15

Theo công thức (6.36).[105] TL1    1  Z 15

V H = H.g0v. a w/u 0 , 002 73 0 , 556 141 / 4 , 04  0 , 479m/s 16

Có σ H =0,002 g 0 = 73 16

Ta có : K H = KH KH KHV  1 , 15 1 , 13 1 , 0  1 , 2995 16

Z R = 0,95 16

K XH = 1 16

Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: a w = 165 mm 16 Z 2 = u 2 Z 1 =4,03.26= 104,78 lấy Z 2 =104 17

d kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 17

Ta có : tgb  cos t.tg  cos( 20 , 283 ).tg9 , 9865 17

   283 , 20

358 , 9 cos 2 Sin Z H 1,74 17

Mà b w  ba.a w2  0 , 37 165  61,05 18

Theo công thức (6.36).[105] TL1    1  Z 18

V H = H.g0v. a w/u 0 , 002 73 0 , 61 165 / 4 , 04  0 , 568 18

Có σ H =0,002 g 0 = 73 18

Ta có : K H = KH KH KHV  1 , 15 1 , 13 1 , 014  1 , 316 18

Z R = 0,95 19

K XH = 1 19

Nhận thấy rằng [σ H ] >σσ H Thoả mãn 19

e kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 19

Tra bảng (6-7) trang 98 /[1] ta được : K Fβ = 1,15 19

Y ε    621 , 1 1 1   0,616 19

Z v1 27 , 2 9848 , 0 25 3 3 1     Cos Z  Lấy Z v1 =27 19

Z v2 108 , 89 9848 , 0 102 3 3 2     Cos Z  Lấy Z v2 =108 19

Theo bảng (6.18).[109].TL1 có 19

Y F1 = 3,89 19

Y F2 = 3,61 19

f kiểm nghiệm răng về quá tải: 20

Trong đó: k qt = max 1  dn T T ,3 20

Bảng4: Bảng Thông số về bộ truyền bánh răng cấp chậm 20

a bộ truyền cấp nhanh: 21

Lực chiều trục trên bánh 1 và 2 : F a11 =F a21 = F t1 tgβ=935,45.tg16,26=272,85N 21

b bộ truyền bánh răng cấp chậm: 21

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 22

1 chọn loại xích: 22

2 xác định các thông số của bộ truyền xích: 22

Như vậy :P t = 2,925.1,087.1,057.2,247=7,75 kw 22

3 tính kiểm nghiệm xích về độ uốn: 23

4 đường kính đĩa xích 23

5 xác định lực tác dụng lên trục: 24

PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 24

1 VẬT LIỆU CHẾ TẠO: 24

3.xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 25

L c34 = 0,5(l m33 +b 0 ) +k 3 +h n = 0,5(61+25) +18+15= 76mm 25

 l 24 =l 33 = 119,5+ 0,5(62+54) +10= 187,5 mm 26

4 tải trọng tác dụng lên trục: 26

4.1 trục I: 26

D t = D 0 =71 : Đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi 26

Với x= 0 thì M x = 0 27

F By = N l M a F r 94 , 204 239 17 , 4832 5 , 119 45 , 369 13 1     27

Chiều sâu rãnh then trên trục : t 1 =3,5mm ;trên lỗ t 2 =2,8mm 28

4.2 Tính toán thiết kế trục II: 28

Mômen uốn do F a3 sinh ra : M 3 =F d w N a 13648 2 24 , 66 08 , 412 2 3 3   29

F Cx = F t22 + F t23 +F t24 - F Dx = 1965,09 + 1965,09 + 935,5 – 2432,84 = 2432,84 N 29

F Dy = d c b a b a F M c b a F a F r r r          ( ) ( ) 24 2 23 22 = 30

Xét tại tiết diên 3-3 31

Ta có: F t32 = F t33 = 1965,09 N 32

F Fx =      c b a a F b a F t33.( ) t32. N 09 , 196 239 ) 5 , 187 09 , 196 5 , 51 09 , 1965 (   32

M y =F y4 - R FY (y 4 -d)=3370,5(51,5+76)-5193,42.51,5=162277,62N.mm 34

5 Kiểm nghiệm trục: 35

a kiểm nghiệm trục I: 36

+góc lớn nhất: r 2 =0,16 36

=>σ    K = 01,,9692 = 1,795 37

Kết luận: Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi cho phép 37

   K = 01,,732 = 1,64 38

Vậy mặt cắt (1-1) trên trục II thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép 38

mj  = 0 ; aj = maxj = 2 0 j j W T = 2,98 39

Vậy mặt cắt (2_2) trên trục II thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép 39

C:Trục III: 39

mj  = 0 ; aj = maxj = 2 0 j j W T = 2 40

Vậy mặt cắt (1_1) trên trục I thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép 40

 = 0 ; aj =  maxj = 2

0 j

j

W

T

= 8,846 40

Vậy mặt cắt (2_2) trên trục I thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép 41

6 tính chọn khớp nối: 41

Theo bảng 16.10a.T68[II] ta có : với d=28mm ->σ D 0 =71mm ; Z=6;d 1 =45mm 41

Ta có : Mpa Mpa Z D d l T k u c u 15 , 97 [ ] 60 , 80

6 71 10 1 , 0 31 3 , 16887 3 , 1 1 , 0 3 0 3 0        42

PHẦN V: TÍNH CHỌN THEN 42

Đường kính trục I để lắp then là    mm d mm d 30 ; 25 13 12 - 42

[ c]=.90(Mpa) chịu va đập 43

Vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt 43

Phần VI : TÍNH CHỌN Ổ LĂN 44

I.CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC I 44

F Bx =509,84 N ; F By = 204,94 N 45

Ta có 1,35 85 , 272 45 , 369 1   r a F F >σ0,3 45

2.-Lực dọc trục tác dụng vào ổ 45

Theo bảng 11.4T215[I] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy : vòng trong quay V=1 46

Q E = 0 , 028KN 8 2 15 , 7 8 5 3 , 2117 3  3.  46

13 , 995 10 5 8 292 1420 60 10 60 6 6    n L h L triệu vòng 46

3.-Khả năng tải tĩnh 46

Tra bảng 11.6T221[I] ta có : X 0 =0,6 ; Y 0 =0,5 46

II.-CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC II 46

Ta có F Dx = 2432,84 N ; F Dy = 717,4N 47

Suy ra :F r F CX2 F CY2 2432 , 84 2 415 , 38 2 2468N 0      47

Ta có 168751,86,1 0.22 1   r a F F >σ0,14 47

2.-Lực dọc trục tác dụng vào ổ 47

Theo bảng 11.4T215[I] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy : vòng trong quay V=1 48

Q E =2986 1 , 24KN 8 2 15 , 7 8 5 3  3.  48

78 , 133 10 8 5 292 9 , 190 60 10 60 6 6    n L h L triệu vòng 49

3.-Khả năng tải tĩnh 49

Tra bảng 11.6T221[I] ta có : X 0 =0,6 ; Y 0 =0,5 49

III.-CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC III 49

Ta có F Ex = 1965,09 N ; F Ey = 320,66 N 49

Suy ra :F r F EX2 F EY2 1965 , 09 2 320 , 66 2 1994N 0      49

Ta có 0,03 7 , 5552 86 , 168 1   r a F F <0,3 49

Ta có 3 0 20 , 2 10 86 , 168  C F i a tra bảng 11.4T216[I] ta có : e =0,19 49

HINH VẼ 50

Theo bảng 11.4T215[I] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy : vòng trong quay V=1 50

Khả năng tải tĩnh được xác định theo điều kiện : Q t X F0 r Y F0 a C0 50

Vậy khả năng tải tĩnh được đảm bảo 50

PHẦN VII : KẾT CẤU CHI TIẾT VÀ BÔI TRƠN 50

I.-KẾT CẤU VỎ HỘP 50

Hình dáng và các thông số của nắp ổ 52

Bảng 8.2 Kích thước các nắp ổ của hộp giảm tốc: Tra bảng 18.2 Tr-88 tập2 53

1 Nút tháo dầu 54

Chốt định vị côn, vòng phớt, vòng chắn mỡ 54

1 Chốt định vị côn : 54

Hình 8.4.hình dạng chốt côn 55

2 Vòng phớt : 55

3 Vòng chắn mỡ : 55

Bôi trơn hộp giảm tốc 57

CHÚ THÍCH 58

TÀI LIỆU THAM KHẢO 59

Lời nói đầu

hiết 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 thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất

T

lớn Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết

đối với một người kỹ sư.

Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ

sư trong tương lai Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong

ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với

những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến

thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể Ngoài ra môn học này còn

giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng

sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.

Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được

sự hướng dẫn tận tình của thầy PGS-TS Ngô Văn Quyết và các thầy bộ môn

trong khoa cơ khí Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em

hoàn thành đồ án môn học này.

 pbt= 107911000.0.2= 2,125 (KW)

2 chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay của trục công tac trong một phút (băng tải)

8 125

2 , 0 60000

trong đó: - nk= 0,09 hiệu suất nối trục di động

- nbr=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng

- nol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn

- nx=0,97 hiệu suất bộ truyền xích

Trong đó: - Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ

- pt: công suất tính toán trên máy

- nht: hiệu suất toàn bộ hệ thống

Vì khi động cơ mở máy thì động cơ chạy với tải trọng không đổi nên khi đó ta có:

Pt=Ptd

 ptd =   2  1 2 

2 2 1

.





V F

kw Với P2= 2,185 kw

: t1=3s= 8,33.104 h

8

) 10 , 7 3 , 8 8 ( 10 33 , 8 3 ,

Từ bảng P1.1 trang 234 tài liệu tính toán hệ dẫn động cơ khí ta có bảng thông số

kỹ thuật như sau:

Kiểu động

cơ

dn T

Tmax

Tdn

T k

4 kiểm tra động cơ đã chọn:

a.kiểm tra điều kiện mở máy động cơ

T T

 1,3<2,0  thỏa mãn điều kiện bài toán

b kiểm tra điều kiện làm việc:

khi động cơ làm việc thì ta có

k  2

1420

3 9550





ck

t n

P

N.mNhận thấy rằng : 44,8>σ22,178 Nm Tmaxqt đc<Tđc

II: phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hệ thống truyền động:

lv

đc t n

n

u 

Trong đó: nđc: số vòng quay của động cơ (vg/ph)

-nlv: số vòng quay của trục máy(vg/ph)

- ukn: tỷ số truyền của khớp nối ukn=1

- uxich: tỷ số truyền của bộ truyền xích

3 , 118

45 , 7

Bội truyền bánh răng trụ răng nghiên 2 : u2=4,03

III: xác định các thong số động học và lực của các trục

1: tính toán tốc độ quay của các trục

6 , 190

3 , 47





xich

III u

n

vg/ph

2 công suất trên các trục động cơ:

- công suất trên trục IV:

-công suất trên trục I:

10 55 ,

p

Nm-trục II:

6 , 190

412 , 2 10 55 , 9

10 55 ,

247 , 2 10 55 , 9 10

55 ,

Mômen xoắn Nm

360 200 8

,

1

470 70 200 2

H

305 170 8 ,

1

410 70 170 2

NHE,NFE: là số chu kỳ thay đổi ứng suất tác dụng

C: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

n số vòng quay trong 1 phut

tΣ: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

h

h s



27 , 427 1

, 1

)

1 (

ba H

H a

24 , 1 3 , 16887 )

1 45 , 7 (

) 119 16 ( 2 2

Z Z

m

 β = 90 48`

c kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

σH = ZM.ZH.Zε b u d

u K T

w w

H

2 1 1

1 1

.

) 1 (

2

.

8 , 9 6 , 24

1

=0,783

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.137 / (7,45+1) = 32,42 mm

60000

1420 42 , 32 60000

w w

H

2 1 1

1 1

.

) 1 (

2

465 , 1 ).

1 45 , 7 ( 3 , 16887

Nhận thấy rằng [σH] <σH ta phải chọn lại aw cần tăng thêm khoảng cách trục

và tiến hang kiểm nghiệm lại

Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 150 mm

theo (6.17).[93]/ TL1 ta có modun ăn khớp

m=(0,01÷0,02) 150 = 1,5÷3

chọn m= 2

Chọn sơ bộ β= 100 cosβ = 0,9848

Số răng bánh nhỏ:

Z1 =

)1( 1

) 127 17 ( 2 2

Z Z

m

 β = 160 15`=16,26

d kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

σH = ZM.ZH.Zε b u d

u K T

w w

H

2 1 1

1 1

.

) 1 (

2

.

6 , 9 150 33 , 0

w w

H

2 1 1

1 1

.

) 1 (

2

488 , 1 ).

1 45 , 7 ( 3 , 16887

F F

F

m d b

Y Y Y K

T



.

.

.

2

1 1

1 1

Ta có:

1 1

d b

Y Y Y K T

w w

F F

2 42 , 35 5 , 49

05 , 4 88 , 0 625 , 0 32 , 2 3 , 16887

2

.

2

1 1

1 1

F F

05 , 4

6 , 3 107

1

2 1



Vậy: σF1 = 44,77 < [σF1] = 212,3 MPa

σF2 = 99MPa < [σF2] = 180,4MPa

KL: Răng thỏa mãn điều kiện bền uốn

f kiểm nghiệm về các giá trị quá tải:

ứng suất tiếp xúc cực đại:

 Hệ số quá tải :

) ( 360 70

, 64 3 , 1 77 , 49

max 2 2

max

2

max 1 1

max

1

MPA k

MPA k

F qt

F F

F qt

F F

Bảng Thông Số Hình Học của bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh:

Bảng 3:Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

[σH1]max = σH. k qt = 379,9.1,14=433,15 MPa

Đường kính vòng chân răng df1 = d1 -(2,5-2 x1)m =30,42 mm

2 2

2

.

1

.

ba H

H a

w

u

K T u

, 399

03 , 1 545 , 60426

c kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Tra bảng (6-5) với vật liệu 2 bánh là :

Thép – Thép ta được :

ka = 43

Tra bảng (6-6) trang 97 /[1]

ứng suất tiếp xúc làm việc

2

2

) 1 (

2

w m w

m H H

M

d u b

u K T Z Z

Sin

Cos Z



 2

2

20 cos

tg arctg tg

2647 , 9 cos 2

) 14 , 10 (

99 , 54

1 2 , 3 8 1 cos 1 1 2 , 3 8

,

1

2 1

773 , 0 671 , 1

1 1

Theo công thức (6-15b) trang 96 /[1] ta có :

mm u

1 1

.

) 1 (

2

3 , 1 ).

1 03 , 4 ( 10 545 , 60426 2

Nhận thấy rằng [σH] <σH ta phải chọn lại aw cần tăng thêm khoảng cách trục

và tiến hang kiểm nghiệm lại

Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 165 mm

 Xác định mô dun ăn khớp :

m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).165=(1,65÷3,3)

chọn m= 2,5

Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] :

d kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc làm việc

2

2

) 1 (

2

w m w

m H H

M

d u b

u K T Z Z

Sin

Cos Z



 2

2

20 cos

tg arctg tg

2 358 , 9 cos 2

 εβ 2 , 5 1

14 , 3 5 , 2

) 9865 , 9 (

05 , 61

1 2 , 3 8 1 cos 1 1 2 , 3 8

,

1

2 1

60000

6 , 190 66 60000

1 1

.

) 1 (

2

16 , 1 ).

1 03 , 4 ( 10 545 , 60426

1 1

o O

Số răng tương đương là:

9848 , 0

25

3 3

102

3 3

89 , 5 092 616 , 0 61 , 1 545 60426

2 2

1

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1 σF2 = < [σF]2

f kiểm nghiệm răng về quá tải:

ứng suất tiếp xuc cực đại:

σH1max = σH. k qt

Trong đó: kqt = max 1



dn T

T

,3

σH1max = σH. k qt = 399,9 1 , 3=MPa<[ σH1max]=1125 MPa ứng suất uốn cực đại:

σF1max  F1.K qt  68 1 , 3  88 , 4Mpa [ F1max]  360MPa

σF2max =83,54 Mpa<[σF2max]= 272 MPa

T F

F

w t

42 , 35

3 , 16887 2 2

1

1 2

Lực hướng kính của bánh răng:

N

tg Cos

tg F F

r

96 0

763 , 20 5 , 935

1 22

T F

F

w t

66

09 , 120853 2

.

2

1

2 4

Lực hướng kính của bánh răng:

N

tg Cos

tg F

98 , 9 09 , 1965

3 4

Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , nên ta dùng xích con lăn

2 xác định các thông số của bộ truyền xích:

Ta có Uxich= 4

Chon Z1=23 khi đó Z2= U.Z1= 4.223 = 92< Zmax

Công suất tính toán:

 III

3 , 16887 ]

.[

2 , 0

09 , 120853 ]

.[

2 ,

47 , 453675 ]

.[

2 ,



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

- chiều dài mayor bánh răng:

chiều dài khớp nối động cơ:

- ta có: Fk = (0,2- 0,3)

0 1

2

3 ,

Dt = D0=71 : Đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi

Mônem uốn do trục Fa1 sinh ra là M = Fa1 d w 4832 , 17N

2

42 , 35 45 , 272 2

, 172

5 , 119 5 , 70