ĐỀ TÀI ĐỀ SỐ 20: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 2.5.. Tính toán các thông số hình học của bộ truyền 3.3.. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc 3.5.. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn 3

000 ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

MỤC LỤC

Lời nói đầu

Đề tài

Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1 Tính toán các số liệu ban đầu

1.2 Hiệu suất chung của cả hệ thống

1.3 Chọn tỉ số truyền chung và chọn động cơ

1.4 Tính toán các thông số trên các trục

1.5 Bảng kết quả tính toán trên các trục

Phần 2 Tính toán thiết kế bộ truyền xích ống – con lăn

2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

2.7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngầm dầu

2.8 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền

3.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

3.4 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

3.5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn

3.6 Kiểm nghiệm về quá tải

3.7 Tính nhiệt truyền động trục vít

3.8 Xác định các lưc tác dụng lên trục

3.9 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu

3.10 Bảng ghi thông số chính của bộ truyền

5.2.2.1 Trục I5.2.2.2 Trục II5.2.2.3 Trục III5.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

5.3.1 Trục I5.3.2 Trục II5.3.3 Trục III5.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

5.4.1 Trục I5.4.2 Trục II5.4.3 Trục III5.5 Tính chọn mối ghép then

5.5.1 Trục I5.5.2 Trục II5.5.3 Trục III

Phần 7 Chọn ổ lăn

6.1 chọn ổ lăn cho trục I

6.1.1 Chọn loại ổ lăn6.1.2 Chọn cấp chính xác6.1.3 Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải6.2 chọn ổ lăn cho trục II

6.2.1 Chọn loại ổ lăn6.2.2 Chọn cấp chính xác6.2.3 Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải6.3 chọn ổ lăn cho trục III

6.3.1 Chọn loại ổ lăn6.3.2 Chọn cấp chính xác6.3.3 Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải

6.4 Bôi trơn ổ lăn

8.1 Dung sai lắp ghép bánh răng

8.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn

8.3 Dung sai lắp ghép bánh vít

8.4 Dung sai lắp ghép mối ghép then

Tài liệu tham khảo

LỜI NÓI ĐẦU

Trong xã hội ngày càng phát triển, ngành khoa học, kỹ thuật cũng không ngừng phát triển theo với mục tiêu giảm thiểu sức lao động tay chân của con người, tạo dựng nênmột xã hội văn minh, tiên tiến Nhìn xung quanh, chúng ta dễ dàng bắt gặp được những thành tựu khoa học kỹ thuật đã giúp chúng ta không phải lao động nặng nhọc và an toàn hơn rất nhiều so với tổ tiên chúng ta

Trong những thành tựu ấy, hệ thống truyền động cơ khí là một hệ thống vững chắc,lâu đời, gần gũi với chúng ta hơn hết Nhưng để hiểu rõ cách chúng hoạt động thì chúng

ta phải nắm được kiến thức nền cực rộng lớn của ngành kỹ thuật cơ khí nói riêng hay các ngành khoa học kỹ thuật nói chung vì giữa các khối kiến thức có sự liên quan mật thiết với nhau

Với đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, sinh viên được tiếp cận, tìm hiểu

và tiến hành thiết kế hộp giảm tốc – một bộ phận không thể thiếu với nhiều hệ thống truyền động Qua đó, sinh viên có thể củng cố kiến thức đã học ở các môn học Chi tiết máy, Nguyên lý máy, Vẽ cơ khí, … nhằm giúp sinh viên có một cách nhìn tổng quan, có thể phối hợp nhiều kiến thức, kỹ năng để thiết kế được hộp giảm tốc Đây là điều mà mọi sinh viên cơ khí điều cần có để phát triển bản thân

Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô, đặc biệt là thầy Nguyễn Thanh Nam cùng các bạn sinh viên đã giúp đỡ em trong quá trình học tập để em có thể hoàn thành đồ án một cách tốt đẹp nhất

Do vốn kiến thức còn hạn chế nên bài báo cáo này khó tránh khỏi sai sót, em mongrằng sẽ nhận được những lời góp ý từ thầy, cô và các bạn để em có thêm hành trang sau này bước ra trường đời

Sinh viên thực hiện

Hồ Quốc Huy

ĐỀ TÀI

ĐỀ SỐ 20: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hệ thống dẫn động băng tải gồm: 1: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2: Khớp nối

đàn hồi; 3: Hộp giảm tốc bánh răng trục vít; 4: Bộ truyền xích ống con lăn; 5: Băng tải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Lực vòng trên băng tải F, N 24000

Vận tốc băng tải v, m/s 0,25

Thời gian phục vụ L, năm 5

Số ngày làm/ năm Kng, ngày 260

Số ca làm việc trong ng 2

t2 ,giây 17

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Tính toán các số liệu ban đầu:

Ta có số vòng quay của tang dẫn băng tải:

n td=2 v băngtải

D td = 2.0,250,5 =1rad/s=9,55 vòng/ phútMomen của tang dẫn: T= 12F D td= 12.24000 0.5=6000 Nm

Momen tương đương theo sơ đồ tải trọng của tang dẫn:

T td=√ ❑

Công suất của tang dẫn: P=F v=24000.0,25=6000W =6 kW

Công suất tương đương theo sơ đồ tải trọng của tang dẫn:

P td=√ ❑

2 Hiệu suất chung của cả hệ thống

-Hiệu suất của cặp ổ lăn: րol = 0.99

-Hiệu suất của nối trục đàn hồi : րnt = 1

-Hiệu suất bộ truyền xích: րx = 0,9

-Hiệu suất bộ truyền trục vít: րtv = 0,75

-Hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng: րbr = 0,96

Do công suất tối đa cần tại trục của tang dẫn là 6kW nên công suất cần thiết của động cơ là : P ct= P td

ր ol4 ր x ր tv ր br ր nt=

6 0,99 4 0,9 0,75 0,96 1=9,64 kW

3 Chọn tỉ số truyền chung và chọn động cơ

Ta chọn sơ bộ tỉ số truyền của các bộ truyền:

Ta chọn động cơ K160M4 sử dụng điện ba pha tần số 50Hz, Công suất danh nghĩa 11kW, số vòng quay thực 1450 vg/ph, đường kính trục động cơ 38mm, khối lượng 110kg

Tính toán lại tỉ số truyền chung ta được: u ch=n dc

1 Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4 với tỉ số truyền u x=4 ta chọn z1=23>z min=19

Từ số răng đĩa nhỏ z1=23 ta tính được số răng đĩa lớn z2=z1.u x=23.4=92

Ta thấy z2=92<z max=120 nên chọn cặp đĩa có số răng z1=23và z2=92

Theo bảng 5.5 với n01=50 vg/ ph, bước xích ứng với công suất cần thiết P t =15,1kW

p=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: P t<[P]=5,83 kW; đồng thời p< p max

3 Khoảng cách trục, mắt xích và độ dài xích

Ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a=60 p=60.31,75=1905 mm

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta xác định số mắt xích theo công thức (5,12) :

x= 2a p +(z1+z2)

2 +(z2−z1)2p

(4 π2a) =¿

¿ 2.1905 31,75 +(23+92)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng

∆ a=0,003 a=0,003.1912,1 ≅5,74 mm, do đó a=1907,17 mm

Số lần va đập của xích theo công thức (5.14):

Ta thấy s=19,9>[s]=7 (bảng 5.10) do đó, bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

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

5.1 Xác định các thông số của đĩa xích:

Đường kính vòng chia các đĩa xích được xác định theo công thức (5.17):

d1= p

sin ⁡( π z

31,75 sin sin( π

d f 1 =d1+2r=d1+2(0,5025 d l+0,05)=233,17+2(0,5025.19,05+0,05)=252,42 mm

Với d l=19,05 (xem bảng 5.2)Tương tự ta được:

k đ=1,2 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 5.6)

k d=3 (hệ số phân bố tải trọng không đều)

k r=0,444(hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích) E=2,1.105MPa (Môđun đàn hồi)

A=786 mm2 (diện tích chiếu của bản lề) (bảng 5.12)

k đ=1,2 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 5.6)

k d=3 (hệ số phân bố tải trọng không đều)

k r=0,156(hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích) E=2,1.105MPa (Môđun đàn hồi)

A=786 mm2 (diện tích chiếu của bản lề) (bảng 5.12)

233,17923Bước xích pc, mm 31,75

Khoảng cách trục a, mm 1907,17 Đường kính vòng

ngoàiĐĩa chủ động da1 , mmĐĩa bị động da2, mm

246,87945,3

Đường kính vòng đáyĐĩa chủ động df1 , mmĐĩa bị động df2, mm

252,42942,45Lực tác dụng lên trục, N 16822,17

Tính toán kiểm nghiệm

391,54229,8

Thỏa bềnThỏa bền

PHẦN 3 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG

1 Chọn vật liệu

Ta chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện cho cả 2 bánh răng

o Bánh chủ động: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có

[σ H 1]=σ Hlim1 K HL

S H

Với K HL=√6 N HO

N HE=¿ (công thức (6.3))Trong đó N HO =30 H HB2,4=30.250 2,4 =1,71.10 7 (công thức (6.5))

σ Hlim2 =2H B2+70=2.235+70=540MPa

σ Flim2 =1,8 H B2=1,8.235=423 MPa

S H =1,1, S F=1,75Theo công thức (6.1a) ta tính được ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H 2]=σ Hlim2 K HL

S H

Với K HL=√6 N HO

N HE=¿ (công thức (6.3))Trong đó N HO =30 H HB2,4 =30.235 2,4 =1,47.10 7 (công thức (6.5))

N HE =60c∑❑❑ ( T i

T max)3

n i t i= ¿¿

¿60.1.(1 2717+27+0,8 3 1717+27).1,3.107 =6,33.10 8>N HO

Theo công thức (6.17) ta tính sơ bộ mô đun pháp m n:

m=( 0,01 ÷ 0,02)a w =1,11 ÷ 2,22mm

Theo bảng 6.8 ta chọn mô đun pháp m n =2mm

Ta chọn trước góc nghiêng răng β=15 ° , từ công thức (6.18) tính số răng bánh nhỏ:

z1=2a w cosβ m(u br+1)= 2.111 cos15°2.(2,3725+1)=31,8

z1 = 7632=2,375

Sai số so với ban đầu : ¿2,3725−2,375∨2,3725¿ =0,1%¿

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng phải thỏa mãn theo công thức (6.33):

K Hv=1,05 (tra bảng P2.3 phụ lục)

Vì thế, cặp bánh răng thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc

5 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 1 giá trị cho phép:

σ F1=2T dc (b K F Y ε Y β Y F1

w 1 d w1 m) ≤[σ F1]

σ F2=σ F 1 Y F2

Y F1 ≤[σ F2] Trong đó: T dc =63500 Nmm

Y F1 =3,753 ,Y F 2=3,61 (tra bảng 6.18)

K F =K Fβ K Fα K Fv=1,08.1,27 1,12=1,536Với: K Fα=1,27 (tra bảng 6.14)

Do đó, răng thỏa điều kiện về độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

K qt=T max

T = 10,928=1,078

⟹ σ Hmax =σ H K qt =478,3.1,078=515,44 MPa <[σ H]max =1260 MPa

⟹σ Fmax =σ F .K qt =106,5.1,078=114,79 MPa<[σ F]max =360 MPa

Do đó răng thỏa điều kiện về quá tải

7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

Ta chọn chiều sâu ngâm dầu là 25mm vì vận tốc vòng không lớn

Do đó bánh răng thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu

8 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền

Lực dọc trục: F a1 =F t 1 .tanβ=1903,68 tan13,35 °=458,17 N 9.2 Đối với trục bị dẫn

Lực vòng F t 2=2T tv 10

3

d2 = 2.143,14 10

3 156,22 =1832,54 N

Lực hướng tâm: F r 2 =F t 2 tan a w =1832,54 tan20°=667N

65,78156,22

Dạng răng Thân khai Đường kính vòng ngoài

Bánh chủ động da1 , mmBánh bị động da2, mm

69,75160,22

Chiều rộng vành răng

Bánh chủ động, mm

Bánh bị động, mm

27,7522,75

Số răng

Bánh chủ động

Bánh bị động

3276

Đường kính vòng đáyBánh chủ động df1 , mmBánh bị động df2, mm

60,78151,22

Tính toán kiểm nghiệm

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT

1 Chọn vật liệu

Ta tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức (7.1):

v s=4,5.10 −5.n tv .√3T tbv=4,5.10 −5.611,2.√31700500=3,28 m/s

Vì v sb =3,28<5m/s nên ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh nhôm – sắt –

niken БрА ЖН 10 – 4 – 4 cóσ b =600 MPa ,σ ch =200 MPa Trục vít làm bằng vật liệu

thép C45 được tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45, được mài và đánh bóng cẩn thận

2 Xác định các ứng suất cho phép

2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít [σ H] được tra theo bảng 7.2:

[σ H]=220 MPa 2.2 Ứng suất uốn cho phép [σ F]

Ứng suất uốn cho phép của bánh vít được xác định theo công thức (7.6):

2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải của bánh vít được tính

toán theo công thức (7.14):

{[σ H]max =2σ ch =2.200=400 MPa[σ F]max =0,8σ ch =0,8.200=160 MPa

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

10 =206,58 mmVới u = 16, ta chọn z1=2,z2=u tv z1=16.2=32

δ=arcsin arcsin[ b2

(d a1 −0,5m) ]=arcsinarcsin[ 75

(120−0,5.10)]=40,7 ° 3.9 Xác định chiều dài phần cắt ren của trục vít:

Vì thế, răng bánh vít đảm bảo về độ bền tiếp xúc

5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn

b2=75

Y F=1,68 (tra bảng 7,8)

T tbv =1700500 Nmm

Do đó, răng bánh vít đảm bảo về độ bền uốn

Kiểm nghiệm về quá tảiK qt=T max

T = 10,928=1,078

⟹ σ Hmax =σ H K qt =215,1.1,078=231,88 MPa<[σ H]max =400 MPa

⟹ σ Fmax =σ F K qt =20,5.1,078=22,1MPa<[σ F]max =160 MPa

Do đó răng thỏa điều kiện về quá tải

ψ=0,25 η= 0,95tg(γ)

tg(γ+φ)= ¿¿

¿ 0,95 tg(11,31 °)

tg(11,31°+2,58)=0,77

Kiểm tra lại thì mức dầu trong hộp thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho bánh răng

là 25mm nhưng không đủ để bôi trơn cho trục vít

Vì thế ta lắp vòng vung dầu trên trục vít để bôi trơn cho chỗ ăn khớp

Do đó trục vít thỏa điều kiện bôi trơn

9 Bảng ghi các thông số chính của bộ truyền:

100320

Dạng răng Thân khai Đường kính vòng đỉnh

Trục vít da1 , mmBánh vít da2, mm

120340

232

Đường kính vòng đáyTrục vít df1 , mmBánh vít df2, mm

76296

PHẦN 5 TÍNH CHỌN NỐI TRỤC

Theo momen xoắn trên trục I ta cần truyền là 63,5 Nm, ta chọn nối trục có các thông số dưới đây:

T,

√1700500

(0,2.30) =65,68mm

Mà trục động cơ có đường kính 38 mmNên đường kính trục I tối thiểu phải bằng (0,8…1,2).38 = 30,4…45,6 mm

Ta chọn đường kính sơ bộ trục I là 40 mm

trục II là 35 mmtrục III là 70 mm

2.2 Thiết kế trục

o Đối với trục I:

Chiều rộng ổ lăn có thể được xác định theo bảng 10.2:

b o =25 mm ứng với d = 40 mmChiều dài mayo bánh răng trụ:

Sơ đồ momen uốn và xoắn:

Đường kính tại các tiết diện:

Với d 2 = 40mm, ta có [σ]=56,5 MPa (theo bảng 10.5)+Xét tại B:

Momen uốn tổng tại B:

o Đối với trục II:

Chiều rộng ổ lăn có thể được xác định theo bảng 10.2:

b o =21 mm ứng với d = 35 mmChiều dài mayo bánh răng trụ:

Sơ đồ lực tác dụng lên trục:

Ta có F t 2 =1832,54 N , F t 3 =2628,23 N

F r 2 =667 N ,F r3 =3903,5N

F a2 =434,88 N ,F a 3 =10628,13 N

Theo phương Oy:

Ta có: ∑❑❑ M By =F t 2 0,068+F t 3 0,16−R Dx.0,32=0

→R Dx =1703,53 N

∑❑❑ F x =F t 2 +R Bx −F t 3 +R Dx=0

→R Bx =−907,84 N

Sơ đồ momen uốn và xoắn:

Đường kính tại các tiết diện:

Với d 2 = 35mm, ta có [σ]=59,75 MPa (theo bảng 10.5)+Xét tại A:

Momen uốn tổng tại A:

Momen uốn tổng tại B:

o Đối với trục III:

Chiều rộng ổ lăn có thể được xác định theo bảng 10.2:

b o =35 mm ứng với d = 70 mm

Chiều dài mayo bánh vít:

Sơ đồ lực tác dụng lên trục:

Ta có F t 4 =10628,13 N F r 5 =16822,17 N

F r 4 =3903,5 F a4 =2628,23 N

Theo phương Oy:

Đường kính tại các tiết diện:

Với d 2 = 70mm, ta có [σ]=49,2 MPa (theo bảng 10.5)+Xét tại B:

Momen uốn tổng tại B:

Momen uốn tổng tại D:

Do tiết diện này lắp đĩa xích nên ta chọn d C =70mm

3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để trục được đảm bảo an toàn về độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện:

s j =s σ j .s τj/√ ❑

Trong đó:[s] là hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=2,5…3

s σj ,s τj: là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số

an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

σ aj=σ j −σ j

2 =;σ mj=σ j +σ j

2 +Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

→σ mj =0; σ aj =σ j =M j /W j

+Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:

τ mj =τ aj =τ j /2=T j /(2W oj) +Với WJ,Woj : là momen cản uốn và cản xoắn trục tại tiết diện nguy hiểm j

Theo bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then, ta có :

Trong đó : +b,ti là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục

+ψ σ ,ψ τ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình dến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 ta có ψ σ =0,1,ψ τ=0,05

+K τ , K σhệ số tập trung kich thước khi uốn và xoắn

3.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục I

Dựa vào biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện lắp bánh răng (tiết diện B)

Ta có đường kính trục tại tiết diện B là 30mm, theo bảng 9.1 ta chọn then bằng có chiều rộng then b = 8mm, chiều sâu rãnh then t1 = 4mm

K σ=2,01(Cắt bằng dao phay ngón)

K τ=1,88

⟹ K ε σ

σ = 2,010,9 =2,23

⟹ K τ

ε τ =1,880,8 =2,35Tra bảng 10.11 với kiểu lắp k6 ta được:

Do đó trục I thỏa điều kiện bền mỏi

3.2 Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục II

Dựa vào biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện lắp trụcvít (tiết diện C)

Ta có đường kính trục tại tiết diện C là 50 mm, theo bảng 9.1 ta chọn then bằng có chiều rộng then b = 16mm, chiều sâu rãnh then t1 = 6mm

K σ=2,01(Cắt bằng dao phay ngón)

K τ=1,88

⟹ K ε σ

σ = 2,010,81=2,48

⟹ K τ

ε τ = 1,880,76=2,47Tra bảng 10.11 với kiểu lắp k6 ta được:

Do đó trục II thỏa điều kiện bền mỏi

3.3 Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục III

Dựa vào biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện C)