106183 Đoàn Văn Ước 10618159

Model TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY KHOA CƠ KHÍ GVHD Hoàng Minh Thuận SVTH Đoàn Văn Ước LỚP 106183 Page1 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY[.]

Trang 2

GVHD: Hoàng Minh Thuận

SVTH:Đoàn Văn Ước

LỚP:106183

Page 2

Lời nói đầu

Trong công cuộc đổi mới hiện nay, đất nước ta đang phát triển hết sức mạnh

mẽ theo con đường Công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước theo định hướng XHCN Trong đó, ngành công nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng trong việc phát triển nền kinh tế và giải phóng sức lao động của con người Để làm được điều đó chúng ta phải có một nền công nghiệp vững mạnh, với hệ thống máy móc hiện đại cùng một đội ngũ cán bộ, kỹ sư đủ năng lực Từ những yêu cầu như vậy đòi hỏi mỗi con người chúng ta cần phải tìm tòi, học tập và nghiên cứu rất nhiều để mong đáp ứng được nhu cầu đó Là sinh viên khoa cơ khí động lực, em luôn thấy được tầm quan trọng của máy móc trong nền công nghiệp, cũng như trong sản suất

Hiện em đang là sinh viên ngành Cơ điện tử được Nhà trường trang bị những kiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có được những kỹ năng cơ bản và định hướng nghề nghiệp Chính vì lý do này ngoài việc học ra thì việc thiết kế đồ án

là một công việc không thể thiếu được của mỗi sinh viên trong khoa cơ khí động lực

Là sinh viên khoa cơ khí động lực em đã được thực hiện đồ án cơ sở chi tiết máy với

nội dung đề tài “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải “ Dưới sự chỉ bảo tận tình của thầy

giáo và các thầy cô trong khoa cùng các bạn bè cũng như sự nỗ lực phấn đấu của bản thân đã giúp em hoàn thành đồ án Tuy nhiên trong quá trình tìm hiểu và thiết kế đồ

án, do trình độ có hạn và ít kinh nghiệm, nên không thể tránh khỏi sai sót Em kính mong nhận được sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên

Đoàn Văn Ước

Trang 3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tóm tắt nội dung phần I:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Lực kéo băng tải F =2750 N ;

- Vận tốc băng tải v =1,5 m/s ;

- Đừng kính băng tải D = 380 mm ;

+ Các thông số cần tính:

- Tính công suất cần thiết của động cơ Pct, kW ;

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb, vòng/phút ;

- 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

- Phân phối tỷ số truyền ;

- Xác định các thông số: công suất P, số vòng quay n, mômen xoắn T trên các trục ;

+ Yêu cầu chọn động cơ:

Trang 4

LỚP:106183

Page 4

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ.

* Công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11 TL[I] tr.20:

Plv = F.𝑣

1000 = 2750.1,5

1000 = 4,125 (Kw).

Trong đó:

- Plv : công suất trên trục tang quay hoặc đĩa xích, kW ;

- F = 2750 N : lực kéo băng tải, N ;

- Ti : momen tác dụng trong thời gian ti, kW ;

- T1momen lớn nhất tác dụng trên trục máy công tác, kW ;

- ti : thời gian của công suất Ti;

- tck : thời gian 1 chu kỳ của động cơ

→Công suất tương đương:Ptđ = 0,86.4,125 = 3,547 (kW)

*Công suất cần thiết trên trục động cơ theo CT 2.8 TL[I] tr.19:

Pct = Ptđ

η (kW)

Trang 5

+𝜂: hiệu suất của toàn bộ hệ thống

Theo CT 2.9 TL[I] tr.19:

𝜂 = 𝜂đ 𝜂br 𝜂ol3 𝜂x

Trong đó tra bảng 2.3TL[I]tr.19chọn được:

- 𝜂đ = 0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai (để hở) ;

- 𝜂br = 0,97 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ che kín;

- 𝜂ol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn ;

- 𝜂x = 0,92 là hiệu suất của bộ truyền xích (để hở)

→𝜂= 0,95 0,97 0,993 0,92 = 0,82

* Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Pct = 3,547

0,82 = 4,32 (Kw)

Trang 6

* Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo CT 2.18 TL[I] tr.21:

nsb = nlv.usb

Với:

+usb : tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động ;

usb = ubr uđ ux (CT 2.15 TL[I] tr.21) Trong đó tra bảng 2.4 TL[I] tr.21 chọn được:

- ubr = 4 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng(HGT 1 cấp) ;

Trang 7

- uđ = 3,56 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai (đai thang) ;

- ux = 2,7 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích

Vận tốc quay (v/p)

→ Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết

1.2 Phân phối tỷ số truyền

- Với động cơ đã chọn ta có: nđc = 2900 (vòng/phút)

→Tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống theo CT 3.23 TL[I]tr.48:

Trang 8

Mặt khác, theo CT 2.14 TL[I]tr.20 lại có:

ut = uđ .ubr .ux Tra bảng 2.4 TL[I]tr.21 chọn:

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 4

- Tỷ số truyền của bộ truyền: uđ = 3,56

→ ux = 38,47

3,56.4 = 2,701

1.3 Xác định thông số trên các trục

I.3.1 Tính công suất trên các trục

➢ Công suất trên trục công tác :

➢ Trục II : nII= 𝑛𝐼

𝑢𝑏𝑟=

814,606

4 =203,651 (vòng/phút)

Trang 9

➢ Trục làm việc: nct= 𝑛𝐼𝐼

𝑢𝑥 =

203,6512,701 = 75,39 (vòng/phút)

1.3.3.Tính momen xoắn trên các trục

Trang 10

u br = 4 n(v/p) 2900 814,606 203,65 75,39

u x = 2,701 T(Nmm) 14035,21 47362,77 182889,4 449267,22

Trang 11

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Tóm tắt nội dung phần II:

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai đã phân phối uđ = 3,56 ;

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng công suất cần thiết của động cơ: P1 = Pđc= 4,262 kW ;

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = nđc = 2900 vòng/phút ;

+ Tính toán bộ truyền đai bao gồm các thông số:

- Tính chọn đường kính bánh đai chủ động (nhỏ) d1 (mm), đường kính bánh đai bị động (lớn) d2 (mm), được tiêu chuẩn hóa ;

- Dây đai: chiều dai đai l (m) và tiết diện dây đai (tròn, thang, răng lược, hình

chữ nhật dẹt, …) ;

- Khoảng cách trục a (mm), số đai z , bề rộng đai B, đường kính ngoài bánh đai da (mm) ;

- Xác định lực căng đai F0 (N) và lực tác dụng lên trục Fr (N) ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền đai (kiểm nghiệm):

- Vận tốc đai (vận tốc dài của một điểm bất kỳ trên dây đai) ≤ 25 m/s ;

- Số lần va đập của dây đai: i = 𝑣

𝑙 ≤ 10 (lần/s) ;

- Góc ôm dây đai (góc chắn tâm bánh đai thể hiện phần dây đai tiếp xúc bánh đai) α1phải lớn hơn hoặc bằng 1200 ;

Trang 12

LỚP:106183

Page 12

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng công suất cần thiết của động cơ: P1 = Pct = 4,262 kW > 2 kW nên ta chọn đai thang

- Theo hình 4.1 TL[I] tr.59, với P1 = 4,262 kW và n1 = 2900 vòng/phút, ta chọn tiết diện đai hình thang thường loại A

- Tra bảng 4.13 TL[I] tr.59, ta có thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau:

Đường kính bánh đai nhỏ d1

Trang 13

- Hình vẽ thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai

Trang 14

→ Thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỷ số truyền của bộ truyền đai

2.2.2 Xác định chiều dài dây đai l

= 2.485 + π.(140+500)

2 +(500-140)2

4.485 = 2042,11 (mm)

Trang 15

- Chọn chiều dài đai tiêu chuẩn theo bảng 4.13 TL[I] tr.59:

→ l = 2500 mm = 2,5 m

*Kiểm nghiệm số lần va đập của dây đai theo CT 4.15 TL[I] tr.60:

i=𝑣

𝑙=24,092,5 = 9,63<imax= 10

→ Chiều dài của đai đảm bảo độ bền va đập

Trang 16

LỚP:106183

Page 16

→ Khoảng cách trục:a = 724,81 mm

2.2.4 Xác định góc ôm trên bánh đai dẫn α 1

* Góc ôm α1 xác định theo CT 4.7 TL[I] tr.54:

Trang 17

25−20 ( 24,09 − 20 ) = 3,69 ( KW) : công suất cho phép

Trang 18

LỚP:106183

Page 18

- Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 TL[I] tr.55:

kđ= 1,25 (với số ca làm việc là 1, tải trọng vừa) ;

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15 TL[I] tr.61:

Ta có 𝛼1= 1500 thì 𝑐𝛼 = 0,92 và 𝛼1=1600 thì 𝑐𝛼 = 0,95

Mà 𝛼1 = 151,690 lên áp dụng công thức nội suy ta dược :

Trang 19

0,95−0,92 160−150 = 𝑐𝛼−0,92

Trang 20

)4,147,1.(

4,16,1

07,11,107,14

,147,1

07,14

,16,1

07,11,

−

−+

c c

Trang 21

→ Số đai cần thiết là:

𝒁 = 𝑃1𝑘đ[𝑃0]𝑐𝛼𝑐𝑙𝑐𝑢𝑐𝑧 =

4,262.1,25 3,69 0,925.1,08.1,14.1= 1,27 (đ𝑎𝑖)

- Vậy chọn số đai z = 2 đai

Trang 22

LỚP:106183

Page 22

2.4.2 Xác định đường kính ngoài bánh đai

* Đường kính ngoài của bánh đai xác định theo CT 4.18 TL[I] tr.63:

2.5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trục

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]_Trang 63:

F0 = 780 P1.kđ

v cα z + FvTrong đó:

• Fv lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.22 tài liệu [I]- Trang 64:

Ta có : qm = 0,105

Fv = qmv2 = 0,105 24,092 = 60,93 N

• Vậy lực căng ban đầu

Trang 23

F0 = 780.4,262.1,2524,09.0,925.2 + 60,93 = 154,17 (N)

• Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

Fr = 2 F0 z sin (α1⁄ ) = 2.154,17.2 sin (151,69 2) = 2 ⁄ 266,44 (N)

Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền đai

Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 (mm) 146,6

Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 (mm) 506,6

Trang 24

LỚP:106183

Page 24

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Tóm tắt nội dung phần III:

+ Thông số đầu vào đã biết (tính cho đĩa xích chủ động):

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích đã phân phốiux = 2,701 ;

- Công suất P1của đĩa xích chủ động (do lắp trực tiếp với trục bị động (II) của HGT nên có công suất trên đĩa xích chủ động bằng công suất PII trên trục II của HGT): P1 = PII= 3,9 kW ;

- Tốc độ quay của đĩa xích chủ động: n1 = nII = 203,651 vòng/phút ;

+ Tính toán bộ truyền xích bao gồm các thông số:

- Tính chọn số răng z1 (răng) đĩa xích chủ động (nên chọn số lẻ); số răng z2

(răng) của đĩa xíchbị động (nên chọn số lẻ);số mắt xích x(nên chọn số chẵn,

tránh hiện tượng trùng khớp);

- Xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn p (mm, tiêu chuẩn hóa) ;

- Xác định khoảng cách trục aw (mm), đường kính đĩa xích d (mm), lực tác dụng lên trục Fr (N) ;

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền xích (kiểm nghiệm):

- Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây: i ≤ [i];

- Kiểm nghiệm độ bền va đập của xích về quá tải theo hệ số an toàn: s ≥ [s] ;

- Độ bền tiếp xúc của đĩa xíchH [H] ;

3.1 Chọn loại xích

- Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích - ống con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mòn cao (khả năng chống mài mòn tốt vì con lăn trong quá trình răng đĩa xích ăn khớp với rãnh của mắt xích, điều này làm giảm lực ma sát tác dụng lên con lăn)

Trang 25

3.2 Xác định thông sốbộ truyền xích

3.2.1 Tính chọn số răng các đĩaxích (z1 , z 2)

- Từ phần I ( Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có:

PII = 3,9 kW; nII = 203,651 vòng /phút; ux = 2,701

* Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động) z1 xác định theo CT mục 5.2.1TL[I] tr.80:

z1= 29 – 2.ux = 29 – 2.2,701 = 23,6 > 19 (răng) (thỏa mãn)

+ Theo bảng 5.4 TL[I] tr.80, với u x = 2,701:

Trang 26

LỚP:106183

Page 26

→ Thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỷ số truyền của bộ truyền xích

3.2.2 Xác định bước xích p (mm)

- Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ mòn của bản lề

* Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích theo CT 5.3 TL[I] tr.81:

Pt = P.k.kz.kn≤ [P]

Với:

+ Pt: công suất tính toán, kW;

+ P: công suất cần truyền:

Trang 27

-k0: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền:

k0 = 1 (góc nghiêng đườngnối tâm α = 300< 600) ;

-ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 (chọn a =40p) ;

-kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh được) ;

-kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn:

kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi) ;

-kđ: hệ số tải trọng động:

kđ = 1 (tải trọng làm việc êm) ;

Trang 28

LỚP:106183

Page 28

-kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền:

kc = 1 (làm việc 1 ca) ; → k = 1,25.1.1,25.1,3.1,5.1 = 1,625

* Vậy điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:

Pt = 3,9.1,625.1.0,98= 6,21 (kW)

- Với {𝑛01 = 200 vg/ph

𝑃𝑡 = 6,21 kW → Tra bảng 5.5tr.81 và 5.8 tr.83 TL[I] :

Trang 29

Ta chọn được:

+ Công suất cho phép: [P] = 11 kW

+ Bước xích: p = 25,4 mm < pmax = 50,8mm (thỏa mãn)

2 + (69−25)

2 25,4 4.π 2 1016 = 128,22

→ Chọn số mắt xích chẵn: xc= 128 (mắt xích)

Trang 30

3.3 Kiểm ngiệm xích về số lần va đập,độ bền va đập và độ bền tiếp xúc

*Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây theo CT 5.14 tr.85:

i = z1.n1

15.𝑥c = 25 203,651

15 128 = 2,65 (lần/s) < [i]

- Tra bảng 5.9 TL[I] tr.85:

Trang 31

- kđ = 1 : hệ số tải trọng động, làm việc êm ;

Trang 32

+ kf : hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền;

kf = 4 (do bộ truyền nghiêng góc α = 30 0 )

+ q = 2,6 kg: khối lượng 1 mét xích; (tra bảng 5.2 TL[I] tr.78)

+ a = aw = 1,01 m : khoảng cách trục;

→ F0 = 9,81.4.2,6.1,01 = 103,04 (N)

- Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra;

Fv = q.v2 = 2,6 2,162 = 12,13 (N) -[s] = 8,2 với n1= 200 (vòng/phút)

[s] = 9,3 với n1 = 400 (vòng/phút) Với n1= 203,651 (vòng/phút)

Áp dụng công thức nội suy ta có :

[s]=8,22 Với s > [s] nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền va đập (giữa mắt xích và răng của đĩa xích)

Trang 33

* Vậy hệ số kiểm nghiệm về quá tải:

s = 567001.1805,5+103,04+12,13 = 29,52>[s] = 8,22 (thỏa mãn)

- Ft = 1805,5 N: lực vòng trên đĩa xích ;

- kđ = 1 : hệ số tải trọng động, bảng 5.6 TL[I] tr.82 ;

- Fvđ : lực va đập trên m dãy xích, N;

Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m (CT 5.19 TL[I] tr.87) Với:

Trang 34

LỚP:106183

Page 34

p = 25,4 mm ;

m = 1 dãy ; → Fvđ = 13.10-7 .203,651 25,43 1 = 4,34 (N) ;

- E = 2,1.105 MPa : môđun đàn hồi của thép C45 ;

- A = 180 mm2 : diện tích chiếu của bản lề, bảng 5.12 TL[I] tr.87 ;

- kd = 1: hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, (xích 1 dãy);

- [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa ;

+ Tra bảng 5.11 TL[I] tr.86, chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi cải thiện có độ cứng 170÷210 HB nên ta có [H] = 500 MPa ;

Trang 35

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích chủ động:

H1= 0,47.√0,42.(1808,5.1+4,34).2,1.105

180.1 = 442,97 (MPa)

→ H1<[H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích chủ động

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích bị động :

H2= 0,47.√0,22.(1526,12.1,5+8,42).2,1.105

262.1 = 320,6 (MPa)

→ H2<[H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích bị động

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

3.4.1 Đường kính đĩa xích

*Đường kính vòng chia của đĩa xích theo công thức 5.17 TL[I] tr.86:

- Đĩa xích nhỏ:

d1= psinπ

z1

= 25,4sinπ

25

= 202,66 (mm)

Trang 36

LỚP:106183

Page 36

- Đĩa xích lớn:

d2= psinπ

z2

=25,4 sinπ

Trang 37

Fr= 1,15.1805,5 = 2076,32 (N)

Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ d1 (mm) 202,66

Đường kính vòng chia của đĩa xích lớn d2 (mm) 558,06

Trang 38

LỚP:106183

Page 38

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Tóm tắt nội dung phần IV:

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng đã phân phối u br = 4

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng (kiểm nghiệm):

- Độ bền tiếp xúc  H  độ bền tiếp xúc chophép [ H ]

- Độ bền uốn  F  độ bền uốn cho phép [ F ]

- Độ bền quá tải  Hmax  [ H ] max và  Fmax  [ F ] max

4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm I, là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350 Bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện, đồng thời chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nên nhiệt luyện bánh răng lớn ( bánh răng bị động ) đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ (

banh răng chủ động ) từ 10 đến 15 đơn vị :

Trang 39

-Ta có bảng cơ tính của bánh răng chủ động và bánh răng bị động :

Tên Vật liệu Giới hạn bền  b (Mpa)

4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ], Mpa:

*Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] xác định theo CT 6.1a TL[I] tr.93:

[σ H ] =

Trong đó:

- : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

= 2.HB + 70 (MPa) (Tra bảng 6.2 TL[I] tr.94)

Trang 40

LỚP:106183

Page 40

→ = 2.HB 1 +70 = 2.210 +70 = 490 MPa

→ = 2.HB 2 +70 = 2.200 +70 = 470 MPa

- S H = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (bảng 6.2 TL[I] tr.94)

- K HL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền khi thử về tiếp xúc :

Định dạng
Số trang	110
Dung lượng	5,12 MB