Báo cáo thực tập thiết kế trạm dẫn động băng tải

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍXác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ.. z-Số rằng đĩa xích tải t-Bước xích của xích tải C

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

LỜI NÓI ĐẦU

Hệ thống truyền động là một trong những hệ thống thường ngày mà chúng ta

có thể dễ dàng nhìn thấy.Và một trong những bộ phận quan trọng của hệ thống đó

là hộp giảm tốc

Em đã có diệp củng cố thêm kiến thức về hộp giảm tốc thông qua môn đồ án chi tiết máy này Thông qua môn học này đã giúp em nắm vững lại kiến thức các môn cơ bản và đặc biệt hiểu sâu hơn về các AutoCAD- môn rất quan trọng đối với

kĩ sư cơ khí chúng em

Em xin chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu và các bạn trong khoa cơ

khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Em mong nhận được nhiều sự góp ý chân thành hơn của mọi người để em cóthể hoàn thiện hơn môn học này Em xin cảm

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Minh Hiếu

Mục Lục

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 5

1.Xác định công suất động cơ 5

2.Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống 5

3.Tính toán sơ bộ trên xích dẫn 5

4.Công suất cần thiết trên trục động cơ 6

5.Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 8

Phần II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 10

1.Chọn vật liệu: 10

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng nghiêng) 14

4.Tính bộ truyền cấp chậm 21

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC 28

1 Chọn vật liệu: 28

2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục: 28

3 Tính Thiết Kế Trục: 28

4.Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi: 41

5 Kiểm nghiệm về độ bền của then: 45

PHẦN IV: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ 46

1.Tính chọn ổ lăn 46

PHẦN V: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 52

PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC 53

1 Tính kết cấu của vỏ hộp: 53

2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: 53

3 Một số kết cấu khác: 54

PHẦN VII: DUNG SAI LẮP GHÉP 57

1.Dung sai và lắp ghép bánh răng: 57

2.Dung sai lắp ghép ổ lăn: 57

3.Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: 57

4.Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động: 57

5.Dung sai lắp ghép then lên trục: 57

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ.

1.

Xác định công suất động cơ

- công suất cần thiết được xác định theo công thức

Pct= η

tP

Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

Do tải trọng thay đổi nên :

Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống

Hiệu suất truyền động:

(công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

Hiệu suất nối trục di động: ηk= 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : ηol= 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng: ηbr=0,97

=> 12.0,993.0,972 = 0,9129

3.

Tính toán sơ bộ trên xích dẫn

 Số vòng quay làm việc của xích dẫn

n lv = (v/p)

Trong đó:

v-Vận tốc xích tải

z-Số rằng đĩa xích tải t-Bước xích của xích tải

 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trườngquay) được xác định theo công thức :

n db =60 f p

Trong đó: f là tần số của dòng điện xoay chiều ; với mạng điện nước taf= 50Hz ; p là số đôi cực từ (chọn p = 3)

⇒ n db=60.503 =1000(v/p)

4.Công suất cần thiết trên trục động cơ

p ct=P td

❑= 2,050,9129=2,25(kw)

*Phân phối tỷ số truyền

Hệ truyền động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc phân đôi, theo bảng 2.4

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

- Mô men mở máy thỏa điều kiện:

Tra bảng Phụ lục 1.3 trang 236 (sách tính toán dẫn động cơ khí – tập 1)

Ta có thể chọn động cơ mang nhãn hiệu

Kiểu động cơ Công suất,

kW

Vận tốcquay, v/ph

Hiệu suất,

%

Tmax/Tdn Tk/Tdn

Tính chính xác tỉ số truyền utr của hệ thống dẫn động

utr = lv

dcnn

Trong đó: ndc Là số vòng quay của động cơ

nlv Là số vòng quay của trục máy công tác

Vậy có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là :

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : Unhanh =6,86

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng : Ucham=3,50

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

(kW) Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen

và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền,trục và ổ Trang 49 sách tập 1:

= =22738,09 Nmm (gần động cơ nhất)Tính toán đối với trục II ta được

P1= Pdc=2,25(kW)

Nmm Tính toán đối với trục II ta được :

Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN

+ Giới hạn chảy: σ ch1 = 580 (MPa)

- Bánh lớn (bánh bị dẫn): thép C45 tôi cải thiện

[σ F ] = (2.2) Trong đó: Z R – Hệ số xét độ nhám

Z V – Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH –Hệ số của kích thước bánh răng

K FC = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.

K HL , K FL – hệ số tuổi thọ.

K xF – Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Y R – Hệ số độ nhám mặt lượn chân răng(Y R =1)

Y S –Hệ số độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất (Y S 0,0695ln(m))

=1,08-Trong thiết kế sơ bộ lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y S K xF = 1, do đó các công thức (2.1) và

NHE = 60.C ∑¿¿ .niti

Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

*Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc HHB độ cứng brinen

Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

*Ứng suất tiếp xúc sơ bộ

[σH] = σHim0 K S HL H

*Ứng suất quá tải cho phép

Theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]

[σH]max = 2,8 σ ch2 = 2.8.450 = 1260 Mpa.

b.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

NFE = 60C ∑¿¿( )MFni Ti

*Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.8 tài liệu [1]

Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

*Ứng suất uốn sơ bộ của bánh răng:

[σF 1] = σF lim10 .KFC.KKL / SF.

= = 252 Mpa

[σF 2] = σF lim20 KFC KFL / SF.

= = 236,5 Mpa.

*Ứng suất quá tải cho phép

Theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]

[σ F 1]

max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 Mpa

[σF2]max = 0,8 σ ch2 = 0,8.450 = 360 Mpa.

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng nghiêng)

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục : (C.T 6.15a tài liệu [1]).

aw1 = Ka( u±1)

Trong đó :

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.

Chọn ψ ba= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].

K a = 43: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc

= 0,5 ψ ba (Unhanh+1) = 0,5.0,3.( 6,86+1) = 1,17.

KH: trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trên tải

trọng tiếp xúc -Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , K Hβ = 1,2( sơ đồ 3).

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m =1,5

+Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]

Ta tính số răng theo công thức:

+ Số răng bánh nhỏ

df1 = d1 – 2,5.m = 34,2– 2,5.1,5 = 30,45(mm)

df2 = d2 – 2,5.m =225,7– 2,5.1,5 = 221,95 (mm)

Chiều rộng vành răng:

bw = ψba.aw1 = 0,3.130 = 39 (mm)

d Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Suy raZε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Với hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

Theo 6.1 tài liệu [1]: v = 1,692 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,925.1,5830,05 ¿ 1Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25μm

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường YR

=1, khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1,05 … 1,2;

+ YS = 1,08 – 0.0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,051 – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, trong đó m =1,5 mm

+ KxF – hệ số xét đến bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; KxF=1 với da< 400mm Theo bảng (6.7)

Với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9

Trong đó

+Theo bảng 6.15 =0,006 ;

+Theo bảng 6.16 =73

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Với m = 1,5 mm,

= 1,08 - 0,695ln(1,5) = 1,051 ;

= 1 ( bánh răng phay);

= 1 ( mm )

Do đó theo (6.2) và (6.2a)

==-=

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

f Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Thông số kích thước bộ truyền

Kết cấu bánh răng bị động cấp nhanh:

+Chiều dày vành răng:

mm

theo điều kiện chọn mm

+Chiều cao răng

h = 2,25.m = 2,25.1,5 = 3,375 mm

lấy h = 4 mm

+Bán kính

mm+Bán kính

mm+Đường kính ngoài may ơ:

mm+Chiều dày đĩa nan hoa :

mm+Đường kính lỗ:

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψ ba= 0,4

theo bảng 6.6 tài liệu [1] (Trị số ψ ba lấy lớn hơn 20 30% so với cấp nhanh)

K a = 49,5: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Môđun: m = (0,01¿0,02)aw2 = (0,01 ¿ 0,02)180= (1,8¿3,6).

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]

số răng bánh nhỏ theo công thức:

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra

Như vậy , nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều rộng răng:

e.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

Số răng tương đương:

Vì không sử dụng răng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh nên

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,7;

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Với

m = 2 mm,

= 1,08 - 0,695ln(2) = 0,598;

= 1 ( bánh răng phay);

= 1 ( mm ) do đó theo (6.2) và (6.2a)

MpaVậy

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

f Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện

Thông số của bộ truyền

Đường kính vòng chia:

(mm)

(mm)

mmĐường kính ngoài may ơ:

mmChiều dày đĩa nan hoa :

mmĐường kính lỗ:

Đường kính tâm lỗ:

mm

Kết cấu bánh răng bị động cấp chậm: bánh răng trên trục III

Chiều dày vành răng:

theo điều kiện chọn mmChiều cao răng

mm

Chiều dày đĩa nan hoa :

mmĐường kính lỗ:

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có

+giới hạn chảy σch=340 Mpa.

Ứng suất xoắn cho phép [ τ ] =12 20 Mpa

2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:

3 Tính Thiết Kế Trục:

a.

Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

Với [ τ ] lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

+Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng thẳng trên trục III:

khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục được xác định:

k – số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc, k = 1,2,3; với 3 là số trục của hộp giảm tốc đối với hộp giảm tốc 2 cấp

i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng:

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ;

i = 2…s, với s là số chi tiết quay( bánh đai, bánh răng, bánh vít, trục vít, đĩa xích và khớp nối);

lk1 – khoảng các giữ các gối đỡ 0 và 1 trên trục k;

lki – khoảng các giữ các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k;

lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện thứ i) trên trục k;

lcki – khoảng côngxôn (khoảng chia) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ;

bki – chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k;

Trục III:

mmmm;

mm

Do đó khoảng cách giữa các gối đỡ: 196 mm

4.

Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Chọn hệ trục tọa độ như hình h.10.3 theo đề bài, lực từ bánh xích ( bộ phận công tác tác dụng lên trục III theo hướng y và bằng

*Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phắng YOZ:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

Phương trình tổng lực theo phương y:

Trong mặt phẳng xoz:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

Phương trình tổng lực theo phương x:

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Mj= √ M2yj+M2 ỵ xj

M10 = 0 Nmm

Đối với bánh răng thẳng bị dẫn 3: (cấp chậm)

Phản lực tại các gối tựa:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

d23 = 38 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)

Trong mặt phẳng XOZ

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương X:

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Chọn đường kính các đoạn trục theo các tiêu chuẩn như sau:

Thép C45 tôi thường hóa có: σb = 600 Mpa

Đối với thép cacbon:σ−1=0,436.σb=0,436.600=261,6 Mpa

τ =0,58.σ−1=0,58.261,6=151,73 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: ψσ=0,05; ψτ=0

b.

Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Sj= Sσj Sτj

√ Sσj2 +Sτj2 ≥ [ S ]

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sσj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

c Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 11 lắp ổ lăn và tiết diện 12 lắp bánh răng trụ răng nghiêng.Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng trụ răng nghiêng và răng thẳng.Trục III: tiết diện 33 lắp bánh răng trụ răng thẳng và tiết diện 31 lắp ổ trượt

Xác định hệ số Kσ aj và Kτ aj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63 μm Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng

thái bề mặt kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên ky = 1

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1]

Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

- hệ số an toàn cho phép, thông thường

5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về

Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 tài liệu [1]

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

Theo bảng 9.5 tài liệu [1] với tải trọng tĩnh, va đập nhẹ, dạng lắp cố định:

ta dùng ổ đũa côn một dãy cho các gối đỡ 0 và 1

Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d=17 (mm) ta chọn ổ đũa côn một dãy

cỡ nhẹ có kí hiệu 7203 với các thông số như sau:

Đường kính trong của ổ: d = 17 (mm)

Đường kính ngoài của ổ: D = 40 (mm)

Khả năng tải động: C = 13,8 (kN)

Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 9,3 (kN)

Góc ∝=11,80o

B=12mm

Chọn ổ theo khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

– tải trọng quy ước, kN

– tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ đũa côn, nên (m=10/3)

Thời gian làm việc của ổ (tính bằng triệu vòng quay):

gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ giờ

Xác định tải trọng động quy ước

Ta có: Q =(X.V.Fr1+ Y.Fa ).kt kd

trong đó:

+Fr1 và Fa - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN