Đồ án cơ sở thiết kế máy

Đồ án cơ sở thiết kế máy trường đại học sư phạm kỹ thuật Hưng Yên sinh viên thực hiện: nguyễn xuân trường 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 “

Lời nói đầu

Trong công cuộc đổi mới hiện nay, đất nước ta đang phát triển hết sứcmạnh mẽ theo con đường Công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước theo địnhhướng XHCN Trong đó, ngành công nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọngtrong việc phát triển nền kinh tế và giải phóng sức lao động của con người Đểlàm được điều đó chúng ta phải có một nền công nghiệp vững mạnh, với hệthống máy móc hiện đại cùng một đội ngũ cán bộ, kỹ sư đủ năng lực Từ nhữngyêu cầu như vậy đòi hỏi mỗi con người chúng ta cần phải tìm tòi, học tập vànghiên cứu rất nhiều để mong đáp ứng được nhu cầu đó Là sinh viên khoa cơkhí động lực, em luôn thấy được tầm quan trọng của máy móc trong nền côngnghiệp, cũng như trong sản suất

Hiện em đang là sinh viên ngành Cơ điện lạnh và ĐHKK được Nhàtrường trang bị những kiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có đượcnhững kỹ năng cơ bản và định hướng nghề nghiệp Chính vì lý do này ngoàiviệc học ra thì việc thiết kế đồ án là một công việc không thể thiếu được củamỗi 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 Vũ Đức Phúc và

các thầy cô trong khoa cùng các bạn bè cũng như sự nỗ lực phấn đấu của bảnthân 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 hoànthiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày tháng năm 2020

Sinh viên Nguyễn Xuân Trường

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 xích tải F =5000 N;

- Vận tốc băng tải v =1,6 m/s;

- Đừng kính băng tải D = 400 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 yêucầu về quá tải, mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọnkích 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

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:

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

 T1: momen 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 = 0,78×8 = 6,24 (kW)

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

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).

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

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

- ux = 2,5 là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích

Kiểu động

cơ

Công suấtKW

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

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

+ Thông số đầu vào đã biết:

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

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơnên bằng công suất cần thiết của động cơ: P1 = Pđc= 7,59 kW;

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = nđc = 2907 vòng/phút

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

Trục

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 xúcbánh đai) α1phải lớn hơn hoặc bằng 1200

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.

- Công suất của bánh đai chủ động lắp trực tiếp với trục động cơ nênbằng công suất cần thiết của động cơ: P1 = Pct = 7,59 kW > 2 kW nên ta chọnđai thang

- Theo hình 4.1 TL[I] tr.59, với P1 = 7,59 kW và n1 = 2907 vòng/phút, tachọn tiết diện đai hình thang thường loại A

Hình 4.1: Chọn loại tiết diện đai hình thang

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

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

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai.

* Đường kính bánh đai lớn theo CT 4.2 TL[I] tr.53:

2.2.2 Xác định chiều dài dây đai l.

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:

kđ= 1,35 (với số ca làm việc là 2, tải trọng nhẹ);

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

- Tra bảng 4.21 TL[I] tr.63 :

Ta có: h0 = 3,3; t = 15; e = 10

→ B = (3 – 1)×15 + 2×10 = 50 mm

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:

da2 = d2 +2×h0 = 560 + 2.3,3 = 566,6 (mm)

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

*Lực căng ban đầu được xác định theo CT 4.19 TL[I] tr.63:

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

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 phối ux = 2,67;

Chiều rộng của bánh đai B (mm) 50

Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 (mm) 166,6

Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 (mm) 566,6

Lực căng ban đầu F0 (N) 182,49

Lực tác dụng lên trục F r (N) 1044,26

- Công suất P1 của 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 IIcủa HGT): P1 = PII= 6,92 kW;

- Tốc độ quay của đĩaxích chủ động: n1 = nII = 204,14 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,

+ 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

→ Chọn z1 = 25 (răng)

* Số răng đĩa xích lớn (bị động) z2 theo CT 5.1 TL[I] tr.80:

z2 = ux ×z1= 2,67 × 25 = 66,75 < zmax = 120(răng)

→ Chọn z2= 67 (răng)

- Với z max được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề

bị mòn sau một thời gian làm việc

z max = 120 đối với xích ống và xích con lăn; z max = 140 đối với xích răng.

* Độ chênh lệch tỷ số truyền xích phân phối và thực tế:

- 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 CT5.3 TL[I] tr.81:

Pt = P×k×kz×kn ≤ [P]

Với:

+ Pt: công suất tính toán, kW;

+ P: công suất cần truyền:

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

k0 = 1 (góc nghiêng đường nối tâm α = 450 < 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, kể đến tính chất của tải trọng:

kđ = 1,2 (tải trọng làm việc nhẹ);

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

kc = 1,25 (làm việc 2 ca) ; → k = 1×1×1,25×1,3×1,2×1,25 = 2,44

Ta chọn được:

+ Công suất cho phép: [P] = 19,3 kW+ Bước xích: p = 31,75 mm < pmax = 50,8mm (thỏa mãn).

3.2.3 Xác định khoảng cách trục a w (mm) và số mắt xích x (chẵn).

* Khoảng cách trục sơ bộ xác định theo CT 5.11 TL[I] tr.84:

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

kf = 2 (do bộ truyền nghiêng góc α = 450)

+ q = 3,8 kg: khối lượng 1 mét xích; (tra bảng 5.2 TL[I] tr.78)

* Vậy hệ số kiểm nghiệm về quá tải:

- Ft = 2562,96 N: lực vòng trên đĩa xích;

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

Fvđ = 13×10-7×n1×p3×m (CT 5.19 TL[I] tr.87) Với:

n1 = nII = 204,14 vg/ph ;

p = 31,75 mm ;

m = 1 dãy ;

→ Fvđ = 13.10-7 ×204,14×31,753 ×1 = 8,49(N) ;

- E = 2,1×105 MPa : môđun đàn hồi của thép C45 ;

- A = 262 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 tôicải thiện có độ cứng 170÷210 HB nên ta có [H] = 500 MPa;

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

H1= 0,47×√0,42×(2562,96 × 1,2+8,49)×2,1 ×105

→ 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×(2562,96 × 1,2+8,49)×2,1 ×105

→ 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:

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

Số răng đĩa xích lớn (bị động) z2 67

Đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ d1 (mm) 253,32

Đường kính vòng chia của đĩa xích lớn d2 (mm) 677,37

Lực tác dụng lên trục Fr (N) 2691,11

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Tóm tắt nội dung phần IV:

+ Thông số đầu vào đã biết:

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng đã phân phối ubr = 4 ;

- Mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1 = TI = 84322,84 Nmm ;

- Thời gian phục vụ Lh = 24000 (giờ);

+ Tính toán bộ truyền bánh răng bao gồm các thông số:

+ 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 uốncho 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 thẳng một cấp chịu công suất

liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có

độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộtruyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năngchạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánhrăng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

HB1 ≥ HB2 + (10…15)HB

- Tra bảng 6.1 TL[I] tr.92, chọn vật liệu bánh răng như sau:

Giới hạnbền b

MPa

Giới hạnchảy ch

4.2 Xác định ứng suất cho phép.

4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσH], MPa.

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

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

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

→σ Hlim1 o = 2.HB1 +70 = 2.245 +70 = 560 MPa ;

→σ Hlim2 o = 2.HB2 +70 = 2.230 +70 = 530 MPa ;

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

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

KHL = m H

√N HO

N HE (CT 6.3 TL[I] tr.93)

Với:

- c = 1: số lần ăn khớp trong một vòng quay;

- Ti: mômen xoắn ở chế độ thứ i;

- Tmax: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

- ni: số vòng quay của bánh răng đang xét:

Theo bảng kết quả tính toán ở phần I ta có:

+ Số vòng quay của bánh răng chủ động:

→ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của bánh răng bị động:

[σH2]max= 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

4.2.2 Ứng suất uốn cho phép [σσF], Mpa.

*Ứng suất uốn cho phép [σF] xác định theo CT 6.2a TL[I] tr.93:

- σ Flim o : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:

σ Flim o = 1,8.HB (MPa) (Tra bảng 6.2 TL[I] tr.94)

→ σ Flim1 o = 1,8.HB1= 1,8.245 = 441 MPa ;

→ σ Flim2 o = 1,8.HB2 = 1,8.230= 414 MPa ;

- SF = 1,75: hệ an toàn khi tính về uốn (tra bảng 6.2 TL[I] tr.94);

- KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải:

KFC =1 do đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);

- KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độtải trọng của bộ truyền khi thử về uốn:

KFL = m F

√N FO

N FE (CT 6.4 TL[I] tr.93)Với:

+ mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn:

mF = 6 do độ rắn mặt răng HB < 350;

+ NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,

Do là loại răng nghiêng và vật liệu bánh răng là thép – thép nên tra bảng6.5 TL[I] tr.96 ta có:

Ka= 43 MPa1/3;-T1 : moomen xoắn trên trục bánh răng chủ động, Nmm :

-[σH] = 481,81 MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép (phần 4.2.1) ;

- u = ubr = 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng;

- Chọnψba= 0,3 (tra bảng 6.6 TL[I] tr.97);

- KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về tiếp xúc,

+ Trị số KHβ tùy thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ (xem hình

vẽ sơ đồ vị trí trong bảng 6.7 TL[I] tr.98) và hệ số ψbd:

ψbd= 0,53.ψba.(u ± 1) (CT 6.16 TL[I] tr.97);

+ Do bánh răng ăn khớp ngoài nên:

ψbd= 0,53.0,3.(4 + 1) = 0,8 ;+ Tra bảng 6.7 TL[I] tr.97, từ hình vẽ sơ đồ vị trí số 6 và trị số ψbd= 0,8

Ta chọn: KHβ = 1,03;

* Vậy khoảng cách trục là:

aw = 43.(4 + 1).3

√84322,84 1,03481,81 2 4 0,3 = 145,79 (mm)

- Trong sản suất hàng loạt nhỏ hoặc sản xuất đơn chiếc, khoảng cách trục

a không cần lấy theo giá trị tiêu chuẩn, nhưng nên làm tròn đến các giá trị tận

cùng bằng 0 và 5, hoặc có khi người thiết kế muốn cải thiện một vài chỉ tiêu ănkhớp, cả hai yêu cầu đó có thể đạt dược bằng cách cắt răng có dịch chỉnh.

aw = m z1 +z2

2 cosβ

-Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn góc nghiêng β =10

°

* Số răng bánh răng chủ động (nhỏ) xác định theo CT 6.19 TL[I] tr.99:

z1 = 2 a w cos β m.(u+1) =2.160 cos102,5.(4 +1) =25,21

2

t w

m z a

 

=

2,5.125 2.160

* Hệ số dịch tâm y xác định theo CT 6.22 TL[I] tr.100:

* Hệ số giảm đỉnh răng Δy xác định theo CT 6.24 TL[I] tr.100:

- Theo công thức trong bảng 6.11 TL[I] tr.104, ta xác định được:

db2 = d2cos α=255,10.cos20=239,72(mm)

4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền.

4.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúcσ H

* Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền bánh răng ănkhớp ngoài phải thỏa mãn điều kiện CT 6.33 TL[I] tr.105:

σH= ZM.ZH.Zε.√2 T1 K H .(u+1)

b w u d w 12 ≤[σH]

Trong đó:

- ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZM = 274 MPa1/3 (tra bảng 6.5 TL[I] tr.96);

- Zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định bởi:

+ KHβ: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng

+ KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

+v: vận tốc vòng của bánh răng chủ động

v= π d w 1 n1

60000 = π 64 816,5760000 = 2,74 (m/s) (CT 6.40 TL[I] tr.106) Trong đó:

- dw1= 64 mm: đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ;

- n1 = nI = 816,57vg/ph: số vòng quay của bánh răng nhỏ;

→ Tra bảng 6.13 TL[I] tr.106, ta chọn cấp chính xác là 9

+δH: hệ số kể đến ảnh hưởng cảu các sai số ăn khớp

δH = 0,002 (tra bảng 6.15 TL[I] tr.107);

+go: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng

go = 73 (tra bảng 6.16 TL[I] tr.107);