Bản thuyết minh môn học đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động băng tải

LỜI NÓI ĐẦUTrong hoạt động kỹ thuật, thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để tạo ra một loạimáy mới hoặc cải tiến từ các loại máy, chi tiết đã có, đòi hỏi người thiết kế phải nắmvững n

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Tính chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Chọn động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thỏa mãn 3 điều kiện:

- Động cơ không phát sinh nóng quá nhiệt cho phép

- Động cơ có khả năng tải trong thời gian ngắn

- Động cơ có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Các thông số cho trước:

Lực vòng trên băng tải P(KG) : 350500(N)

- Chiều rộng băng tải B(mm) :450

- Thời gian phục vụ (năm) :5

- Chiều cao tâm băng(mm) :300

- Sai số vận tốc cho phép(%) :4

Hiệu suất truyền động:  = ol 3

- η đ = 0,955: Hiệu suất bộ truyền đai

- ol= 0,992 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

- br= 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng

- kn= 1 : Hiệu suất nối trục

Trong các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường xác định trước lực kéo và vận tốc băng tải, do đó công suất làm việc được tính theo công thức cụ thể.

Do tải trọng bộ truyền thay đổi theo hình nên ta phải tính tải trọng tương đương :

Công suất cần thiết tính trên trục của động cơ:

Ta có P ct nên cần chọn động cơ có công suất thỏa mãn điều kiện:

1.1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000.V π D = 60000.1,2 π 420 =54,56 (vòng/phút)

Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

Chon U ℎ (840) tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp

Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb = n lv u c =54,56.42"91,52 (vòng/phút)

1.1.4 Chọn động cơ thực tế

Ta có P đc , P ct nên ta cần chọn động cơ có công suất thỏa mãn điều kiện : P đc ≥ P ct Điều kiện chọn động cơ phải thỏa mãn :

{ P n đc đc ≥ P ~ ct ¿ n sb  { n đc P ~ ¿ 2291,52( đc ≥ 3,92(kw vòng p út ℎ ) )

Momen mở máy thỏa điều kiện:

Để đáp ứng các điều kiện đã đề ra và nhằm mục đích tiết kiệm chi phí, chúng ta đã lựa chọn động cơ 4A100L2Y3, vì nó phù hợp với các thông số yêu cầu.

Công suất(Kw) Số vòng quay

Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Tính chính xác tỷ số truyền u c = n đc n lv = 2880

Chọn tỉ số truyền của hộp là U ℎ

Tính tỉ số truyền đai ngoài U đ = U u c

1.2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Mặt khác tra bảng 3.1/43(TTTK tập 1)

Tỷ số truyền cấp nhanh: U 1 =U n =4,49

Tỷ số truyền cấp chậm: U 2= U cℎ =3,12

Tỷ số truyền cản đai: U đ =3,77

Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền :

Thỏa điều kiện sai số cho phép

Tính toán các thông số trên các trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục

Trục IV(trục làm việc): P lv =4,2 (kW )

Trục III: P III = P lv ol kn = 4,2

Trục II : P II = P III ol br = 0,992.0,97 4,23 = 4,4 (kW )

Trục động cơ : P đc = P I η đ = 4,57 0,955 =4,78 (kW )

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục n đc (80 (vòng/phút)

Trục II: n II = n I u 1 = 763,9 4,49 0,13(vòng/phút)

Trục III: n III = n II u 2 = 170,13 3,12 T,52(vòng/phút)

Trục IV( trục làm việc ): n lv = n III

1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

Trục động cơ : T đc = 9,55 10 6 P đc n đc = 9,55.10 6 5,5

Trục II : T II = 9,55.10 6 P II n II = 9,55 10 6 4,4

Trục III : T III = 9,55.10 6 P III n III = 9,55.10 6 4,23

Trục IV(trục làm việc): T IV = 9,55.10 6 P IV n IV = 9,55.10 6 4.2

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thiết kế các bộ truyền ngoài

2.1.1.Chọn loại đai n= 2880 (vòng/phút); P đc =5,5 (kW ) ; U đ =3,77

Chọn đai thường loại A đai hình thang

Tra bảng 4.13/59(TTTK tập 1) có: b t mm ; y 0 =2,8 mm ;b mm ;h=8 mm ; A mm 2 ; d1 = 100- 200mm

2.1.2.Xác định đường kính đai

- Đường kính bánh đai nhỏ

Chọn đai theo tiêu chuẩn D 1 0 mm Vận tốc đai V= d 1 n đc

Nhỏ hơn vận tốc cho phép V max ≤ ( 30 ÷35 )m / s

- Đường kính bánh đai lớn d 2 = d 1 U đ (1 −)0.3,77 (1 −0.02)Q7,244 mm

Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500 mm

Tỷ số truyền thực tế:

3,77 100 =3,44 %< 4 % Kết luận : Thỏa điều kiện

2.1.3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục

Theo bảng 4.14/60(TTTK tập 1) chọn sơ bộ khoảng cách trục

Theo bảng 4.13/59 chọn chiều dài tiêu chuẩn l= 2240 mm

2.1.4.Xác định chính xác chiều dài đai

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s theo công thức 4.15/60 i= v l = 21,11 2,24 =9,42 m s < i max m s

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l"40 mm a= + √ ❑ 2 − 8 ∆ 2

Kết luận: Thỏa mãn điều kiện

Tra bảng 4.7/55 chọn k đ =1 vì số ca làm việc là 2 nên k đ =1+ 0,1=1,1

Tra bảng 4.19/62 vì d 1 0 mm nên l 0 00 mm

Tra bảng 4.19/62 ta có [ p 0 ] =3,44 kW ¿ V!,11 m/s; d 1 0 mm )

Với U đ =3,77 tra bảng 4.17/61 ta có c u =1,14

Theo tiêu chuẩn chọn số đai là z = 2 đai

Chiều rộng đai CT 4.17/63 :B = (Z-1).t + 2e= (2-1).15+2.10 = 35 mm Đường kính ngoài của đai d a =d +2ℎ 0 0+2.3,3 6,6 mm

2.1.7.Xác định lực tác dụng lên trục

Xác đinh lực tác dụng lên trục theo công thức 4.19/63

Lực tác dụng lên trục:

Chọn vật liệu

2.2.1.Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng Đối với hộp giảm tốc răng trụ 2 cấp chịu được công suất P đc =5,5 kW chỉ cần chọn vật liệu nhóm 1 vì nhóm 1 có độ cứng HB ¿ 350 bánh răng được thường hóa hay tôi cải thiện nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn

- Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện

- Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện

2.2.2.Xác định ứng suất cho phép Ứng suất cho phép ❑ H và ứng suất tồn tại cho phép ❑ F được xác định theo công thức: [ σ H ] = ❑ Hlim

0 s F Y R Y S K xF K FC K FL (2.2) Trong đó :

Hlim 0 và σ Flim 0 là các giá trị ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tương ứng với số chu kỳ cơ sở, được xác định theo bảng 6.2/94.

- Z r :hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt bánh răng làm việc

- Z v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

- K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kíchthước bánh răng

- Y R : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượnchân răng

- Y S : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trungứng su ất

- K xF : hệ số xét đến kíchthước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ lấy Z r Z v K xH =1 và Y R Y S K xF =1, do đó công thức 2.1 và 2.2 trở thành : [ σ H ] = ❑ Hlim K HL

Theo bảng 6.2/94 với thép tôi cải thiện có độ rắn 180 ≤ HB≤ 350 ;

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1 %1 MPa

- Chọn độ rắn bánh răng lớn HB 2 $0 MPa

- S H , S F hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc uốn

0 =2 HB 2 +70=2.240+70U0 MPa σ Flim2 0 =1,8 HB 2 =¿1,8.240C2 Mpa

K FC hệ số xét ảnh hưởng đặt tải K FC =1 khi tải đặt 1 phía (bộ truyền quay 1 chiều)

K HL , K FL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức:

Trong đó m H , m F bậc của đường cong mỏi khi tiếp xúc uốn: m H =m F =6( HB≤ 350)

N HO 0 H 2,4 HB số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc

N F0 = 4.10 6 số chu kì thay đổi ứng suất cơ bản khi về uốn

N HE , N FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

Vì đề bài cho sơ đồ tải trọng nhiều bậc nên ta áp dụng công thức sau:

- C= 1 số lần ăn khớp trong một lần

- n i số vòng quay của trục

- t ∑ tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t ∑ =2.4 250 5000 ℎ

Ta có N HE 2 a860588> N HO2 474913,67 K HL2 =1

Tương tự N HE 1 > N HO1  K HL1 =1

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, ứng suất ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của [ ❑ H 1] và [ ❑ H 2] :

Với cấp chậm răng thẳng và tính N HE đều lớn hơn N HO nên K FL =1 do đó [ ❑ H ]P0 Mpa

Số chu kì ứng thay đổi ứng suất uốn theo công thức 6.2a/93:

1,75 $6,85 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Đối với bánh răng tôi cải thiện : [❑ H ] max =2,8❑ cℎ

- [ ❑ H2] max =2,8.❑ cℎ2 =¿ 2,8.480 44 MPa Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :[ ❑ F ] max =0,8❑ cℎ khi HB ≤ 350

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục a w được xác định theo công thức sau: a w =k α (u+ 1) √ 3 [ ❑ T H 1 ] 2 k u❑ Hβ ba

3= 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng bảng 6.5/96

2 = 28566,55 Nmm momen xoắn trên trục chủ động

❑ H Q0 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép u= 4,49 tỉ số truyền

❑ bd =0,53 ❑ ba ( u+ 1)=0,53.0,3(4,49 +1)=0,87 k Hβ = 1,12 hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng bảng 6.7/98 (sơ đồ 3)

2.3.2.Xác định các thông số ăn khớp a) Xác định modum m m= (0,01 ÷ 0,02¿ a w =(0,01 ÷ 0,02 ¿.125 =(1,25 ÷ 2,5 )

Tra bảng 6.8[I]-Trang 99, ta chọn mo đun tiêu chuẩn m = 2 (mm) b)Xác định số răng, tỉ số truyền thực, góc nghiêng:

Chọn trước β =35 0 ( β=(30 ÷ 40 )bánℎ răng ng iêng ℎ trong ộp ℎ giảm cấp p ân ℎ đ ôi)

Số bánh răng nhỏ Z 1 = 2 a w cosβ m(u+ 1) = 2.125 cos35 0

Chọn số răng bánh lớn Z 2 =Z 1 u 1 4,49,31

Chọn aw = 110 (mm). Để đảm bảo khoảng cách trục a w = 110 (mm) ⇒ cần phải tiến hành dịch chỉnh:

Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo công thức 6.22[I]-Trang 100: y= a w m − 0,5( Z 1 + Z 2 ) = 110

Tra bảng 6.10a[I]-Trang 101 ta có:

Khi K y = 23,80 sử dụng phương pháp nội suy ta có:

Hệ số giảm đỉnh răng: Δyy= K x Z t

Tổng hệ số dịch chỉnh, theo 6.25[I]-Trang 100: x t = y+ △ y = 2,5 + 0,38=2,88

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1: x 1 =0,5.( x t − ( Z 2 − Z 1 ) y

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 2: x 2 =x t − x 1 = 2,88 – 0,64 = 2,24

Góc nghiêng chính xác của răng: cos β= m z 2 a t w

2.3.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc của ❑ H được tính theo công thức 6.33/105 thỏa điều kiện:

3 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/96

Z H = √ sin 2α 2 cosβ tw b hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng 6.12/106 trong đó:

- β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

- a t và a tw tính theo công thức ở bảng 6.11 Góc profin gốc α 0 Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh a t = a tw =arctg ( cosβ tgα ) =arctg ( cos18,20 tg 20 0 0 )

- Tg β b =cos α t tgβ=cos (21) 0 tg (18,20 ) 0 = 0,3

Z H = √ sin 2α 2 cosβ tw b = √ 2 cos sin ⁡(17,06 ⁡ (2.21 ¿¿ 0 ) 0) = 1,6 ¿

Với ❑ β là hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức: b w1 =❑ ba a w 1 =0,3.1103 mm

Do β > 1 theo công thức 6.36c/105 ta có công thức Z ε = √ ε 1 a

Khi tính gần đúng ta có thể xác định ε a theo bảng 6.11 hoặc theo công thức: ε a = [ 1,88 − 3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cosβ

4,5 +1 @ mm đường kính vòng lăn nhỏ

60000 =1,6 m/s vận tốc vòng theo CT6.40/106

- K Hα =1,13 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14/107 (cấp chính xác 9)

- K Hv là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp và được xác định bởi công thức :

 δ H =0,002 là hệ sổ kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15

 g 0 s hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16

Tính chính xác ứng suất cho phép

Với cấp chính xác là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám là R a (2,5 … 1,25) μmm nên Z R = 0,95 d a ≤700 mm K xH =1

Kết luận:thỏa mãn điều kiện

2.3.4.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 một giá trị cho phép: σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w 1 m ≤ [ σ F1 ] σ F2 = σ F 1 Y F2

- T 1 (566,55 Nmm momen xoắn trên trục chủ động

- b w1 3 mm chiều rộng vành răng

- d w 1 @ mm đường kính vòng lăn bánh chủ động

1,6 =0,625hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với ε a là hệ số trùng khớp ngang

140 =0,87 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Y F1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương:

 Y F1 ,Y F2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và bánh răng 2, tra bảng 6.18[I]-Trang 109, ta có:

Sử dụng phương pháp nội suy 2 chiều:

Sử dụng phương pháp nội suy 2 chiều:

- K F =K Fβ K Fα K Fv hệ số tải trọng khi tính về uốn

 K Fβ =1,24 (sơ đồ 3): hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khăn khi tính về uốn (bảng 6.7/98)

 K Fα =1,37 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn(bảng 6.14/107)

Hệ số \( o v F = \delta F g_0 v \sqrt{a u w} = 0,00673 \) cho thấy ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Hệ số \( o \delta F = 0,006 \) phản ánh sự ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2 Các thông số này được trình bày trong bảng 6.15 và 6.16.

Thay vào công thức ta được: σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w 1 d w 1 m = 2.28566,55.1,78 0,87 0,625.3,24

- Y R =1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân rang

- Y s =1,08 − 0,0695 ln( m )=1,08 − 0,0695 ln(2,5)=1,01 hệ số xét đến ảnh độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

- K xF =1 hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi d a ≤ 400 mm

[ σ F2 ] $6,85.1.1,01 1$9,3 MPa σ F1 g,86 MPa< [ σ F1 ] &0,75 MPa σ F2 x,54 MPa< [ σ F2 ] = 249,3 MPa

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền uốn trong giới hạn cho phép

2.3.5.Kiểm nghiệm răng về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax không được vượt quá giá trị cho phép

Theo công thức 6.48/110 : σ Hmax =σ H √ K qt ≤ [ σ H ] max σ Hmax =¿ 484,5.√1,4W3MPa