ĐỒ án THIẾT kế đề số 20 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền2.4.. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền3.4.. Tính nhiệt truyền động trục vít TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat...

Trang 1

000 ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ

MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Trang 2

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 đầu1.2 Hiệu suất chung của cả hệ thống1.3 Chọn tỉ số truyền chung và chọn động cơ1.4 Tính toán các thông số trên các trục1.5 Bảng kết quả tính toán trên các trục

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

1.1 Chọn số răng đĩa xích1.2 Xác định bước xích1.3 Khoảng cách trục, mắt xích và độ dài xích1.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền

1.5 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dộng lên trục1.6 Bảng ghi các thông số chính của bộ truyền

Phần 3 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng

2.1 Chọn vật liệu2.2 Xác định ứng suất cho phép2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải2.7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngầm dầu2.8 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền2.9 Xác định các lực tác dụng lên trục

2.10 Bảng ghi các thông số chính của bộ truyền

Phần 4 Tính toán bộ truyền trục vít

3.1 Chọn vật liệu3.2 Xác định các ứng suất cho phép3.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền3.4 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc3.5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn3.6 Kiểm nghiệm về quá tải

3.7 Tính nhiệt truyền động trục vít

TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat

Trang 3

3.8 Xác định các lưc tác dụng lên trục3.9 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu3.10 Bảng ghi thông số chính của bộ truyền

Phần 5 Tính chọn nối trục

Phần 6 Tính toán thiết kế trục

5.1 Chọn vật liệu5.2 Tính toán thiết kế trục

5.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục5.2.2 Thiết kế trục

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

Trang 4

6.4 Bôi trơn ổ lăn

Phần 8 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

7.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân7.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp7.3 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

Phần 9 Dung sai và lắp ghép

8.1 Dung sai lắp ghép bánh răng8.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn8.3 Dung sai lắp ghép bánh vít8.4 Dung sai lắp ghép mối ghép then

Tài liệu tham khảo

Trang 5

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 mong rằng 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

Trang 6

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)

Trang 7

t2 ,giây

T1

T2

17T0,8T

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Ta có số vòng quay của tang dẫn băng tải:

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:

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

P td

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n td u ch =9,55.160=1528 vg/ ph

Trang 8

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

ր ol ր br ր nt 0,99.0,96.1

- Số vòng quay n dc =n tv u br =611,2.2,3725=1450 vg / ph

Trang 9

Trang 10

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

Trang 11

Trang 12

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

kW là 50,1 mm quá to

Do đó ta dùng xích nhiều dãy (4 dãy), hệ số phân bố tải trọng không đều cho các

dãy là k d=3 Ta kiểm tra lại P d = P t

= 15,1

=5,03 kW

k d 3

Theo bảng 5.5 với n01=50 vg/ ph, ta chọn bộ truyền xích 4 dãy có bước xích

p=31,75 mm 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) :

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):

Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn công thức (5.15):

Trang 13

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):

Trang 14

Trang 15

d f 1 =d1 +2 r=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 r=0,444(hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích)

E=2,1.105 MPa (Môđun đàn hồi)

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

Trang 16

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

k r=0,156(hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích)

E=2,1.105 MPa (Môđun đàn hồi)

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

Trang 17

ngoàiĐĩa chủ động da1 , mmChiều dài xích L, mm 4 x 5715

Tính toán kiểm nghiệm

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 b =850 MPa ,σ ch =580 MPa

o Bánh bị động: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240, có

σ b =750 MPa ,σ ch =450 MPa

2. Xác định ứng suất cho phép a Đối với bánh chủ động

Trang 18

Ta chọn độ rắn cho bánh chủ động HB1 = 250Khi đó, theo bảng 6.2 ta được:

Trang 19

Trang 21

Trang 23

Trang 24

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

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

= 2.111 cos 15 ° =31,8 m(u br +1) 2.(2,3725+1)

Trang 25

z 1 32

2,3725

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

Trang 26

Trang 27

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:

Trang 28

Do đó, răng thỏa điều kiện về độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

T max = 0,9281 =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: Vận tốc vòng trên bánh bị động :

cao răng nhưng không nhỏ hơn 10mm

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

Trang 29

Do đó bánh răng thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Trang 30

Trang 31

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

Lực dọc trục: F a2=F t 2 tanβ=1832,54 tan13,35 °=434,88 N

Bánh bị động d2, mm

Bánh chủ động da1 , mmChiều rộng vành răng

Tính toán kiểm nghiệm

Trang 32

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:

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

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Trang 33

Trang 34

Hệ số dịch chỉnh được xác định theo công thức (7.18):

Trang 35

Trang 36

δ=arcsin arcsin [ b2 ]=arcsin arcsin [ 75 ]=40,7 °

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

Với : γ=arctg[(q+ z21 x ) ]=arctg [(10+22.0) ]=11,31°

m=10

K F =K Fβ K Fv =K Hβ K Hv=1,004.1,2=1,205

Trang 37

Trang 38

b 2 =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 tải K qt =T

T max = 0,9281 =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=22,1 MPa<[ σ F ]max =160 MPa

Do đó răng thỏa điều kiện về quá tải

η= 0,95tg (γ )

tg (γ +φ)=¿¿

¿ 0,95 tg (11,31 °)

tg (11,31°+2,58 )=0,77

Trang 39

Trang 41

Trang 42

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:

Tính toán thiết kế

Bánh vít da2, mmmm

Trang 43

Trang 44

PHẦN 5 TÍNH CHỌN NỐI TRỤC

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

Trang 46

Trang 47

d 3≥ √3 1700500

=65,68 mm ( 0,2.30 )

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

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

Trang 48

Sơ đồ lực tác dụng lên trục

Ta có F r 1=702,71 N

F a 1=458,17 N F rnt =282,22 N

Theo phương Oy:

Trang 50

Sơ đồ momen uốn và xoắn:

Trang 51

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:

Trang 52

o Đối với trục II:

Trang 54

Theo phương Oy:

Theo phương Ox:

Trang 55

Sơ đồ momen uốn và xoắn:

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

Momen uốn tổng tại A:

Trang 56

M D=√ ❑

Momen tương đương tại D:

M tdD=√ ❑

Do đó ta chọn d D =d B =35 mm

o Đối với trục III:

Trang 59

Theo phương Oy:

Trang 60

Sơ đồ momen uốn:

Trang 62

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

Trang 63

Trang 64

Momen uốn tổng tại D:

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

mm 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:

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

Trang 65

Trang 66

+Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu

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 σ hệ số tập trung kich thước khi uốn và xoắn

3.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục I

Trang 67

Trang 68

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

Trang 69

Do đó trục I thỏa điều kiện bền mỏi

3.2 Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục II

Trang 70

Trang 71

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

Trang 72

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)

Trang 73

Trang 74

Ta có đường kính trục tại tiết diện C là 80 mm

Trang 76

Trang 77

Do đó, trục I thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

4.2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh cho trục II:

Chọn hệ số quá tải là 2Xét tại tiết diện nguy hiểm C

Do đó, trục II thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Hồ Quốc Huy
Người hướng dẫn	GS. TS. Nguyễn Thanh Nam
Trường học	Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Cơ khí
Thể loại	Đồ án thiết kế
Năm xuất bản	2020
Thành phố	TPHCM

Định dạng
Số trang	111
Dung lượng	1,41 MB

ĐỒ án THIẾT kế đề số 20 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG BĂNG tải

TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC

11=(0,9 1) daM 2=(0,9 1) 340=306 340 mm Ta chọn 11=320 mm