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

Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 2.4.. Tính toán các thông số hình học của bộ truyền 2.9.. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 3.4.. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

GVHD: GS TS Nguyễn Thanh Nam

TPHCM, ngày 10 tháng 12 năm 2020

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

1.1 Chọn số răng đĩa xích 1.2 Xác định bước xích 1.3 Khoảng cách trục, mắt xích và độ dài xích 1.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền

1.5 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dộng lên trục 1.6 Bảng ghi các thông số chính của bộ truyền

Phần 3 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng

2.1 Chọn vật liệu 2.2 Xác định ứng suất cho phép 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 2.9 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 liệu 3.2 Xác định các ứng suất cho phép 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

Phần 6 Tính toán thiết kế trục

5.1 Chọn vật liệu 5.2 Tính toán thiết kế trục 5.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục 5.2.2 Thiết kế trục

5.2.2.1 Trục I 5.2.2.2 Trục II 5.2.2.3 Trục III 5.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 5.3.1 Trục I

5.3.2 Trục II 5.3.3 Trục III 5.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 5.4.1 Trục I

5.4.2 Trục II 5.4.3 Trục III 5.5 Tính chọn mối ghép then 5.5.1 Trục I

5.5.2 Trục II 5.5.3 Trục III

Phần 7 Chọn ổ lăn

6.1 chọn ổ lăn cho trục I 6.1.1 Chọn loại ổ lăn 6.1.2 Chọn cấp chính xác 6.1.3 Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải 6.2 chọn ổ lăn cho trục II

6.2.1 Chọn loại ổ lăn 6.2.2 Chọn cấp chính xác 6.2.3 Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải 6.3 chọn ổ lăn cho trục III

6.3.1 Chọn loại ổ lăn 6.3.2 Chọn cấp chính xác 6.3.3 Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm khả năng tải

7.3 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 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

một 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

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 K ng , ngày 260

Số ca làm việc trong ng 2

t 2 ,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 = 2.0,25

0,5 =1rad/s=9,55 vòng/ phút Momen của tang dẫn: T= 1 2 F D td = 1 2 .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: ր ol = 0.99 -Hiệu suất của nối trục đàn hồi : ր nt = 1 -Hiệu suất bộ truyền xích: ր x = 0,9 -Hiệu suất bộ truyền trục vít: ր tv = 0,75 -Hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng: ր br = 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 ol 4 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

n td = 1450 9,55 =151,83

Tỉ số truyền hộp giảm tốc lúc này : u h = u ch

1 Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4 với tỉ số truyền u x =4 ta chọn z 1 =23>z min =19

Từ số răng đĩa nhỏ z 1 =23 ta tính được số răng đĩa lớn z 2 =z 1 .u x =23.4=92

Ta thấy z 2 =92<z max =120 nên chọn cặp đĩa có số răng z 1 =23 và z 2 =92

Theo bảng 5.5 với n 01 =50 vg/ ph , bước xích ứng với công suất cần thiết P t =15,1kW

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

k d =15,1 3 =5,03 kW

Theo bảng 5.5 với n 01 =50 vg/ ph , ta chọn bộ truyền xích 4 dãy có bước xích

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 + ( z 1 +z 2 )

2 + ( z 2 −z 1 ) 2 p

¿ 2.1905 31,75 +

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):

sin ⁡( π z

1 ) =

31,75 sin sin ( π

d f 1 =d 1 +2r=d 1 +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:

d f 2 =d 2 +2r=d 2 +2 ( 0,5025d l +0,05 ) =923+2 ( 0,5025.19,05+0,05 ) =942,25 mm

Ứng suất tiếp xúc σ H 1 trên mặt răng đĩa xích chủ động được tính theo công thức (5.18):

σ H 1 =0,47 √ ❑ Trong đó, F vđ =13.10 −7 n tbv p 3 .m=13.10 −7 .38,2.31,75 3 .4=6,36 N là lực va đập trên m=4 dãy xích

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=2,1.10 5 MPa (Môđun đàn hồi)

A=786 mm 2 (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=2,1.10 5 MPa (Môđun đàn hồi)

A=786 mm 2 (diện tích chiếu của bản lề) (bảng 5.12)

233,17 923 Bước xích p c , mm 31,75

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

ngoài Đĩa chủ động d a1 , mm Đĩa bị động d a2 , mm

246,87 945,3

Chiều dài xích L, mm 4 x 5715

Số mắt xích x c 180

Số răng đĩa xích Đĩa chủ động Đĩa bị động

23 92

Đường kính vòng đáy Đĩa chủ động d f1 , mm Đĩa bị động d f2 , mm

252,42 942,45 Lực tác dụng lên trục, N 16822,17

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét

Ứng suất tiếp xúc trên

bề mặt đĩa xích Đĩa chủ động σ H 1 ,MPa

Đĩa bị động σ H 2 ,MPa

500 500

391,54 229,8

Thỏa bền Thỏa 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

Ta chọn độ rắn cho bánh chủ động HB 1 = 250 Khi đó, theo bảng 6.2 ta được:

σ Hlim1 =2H B 1 +70=2.250+70=570 MPa

σ Flim1 =1,8 H B 1 =1,8.250=450 MPa

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

[ 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 HB 2,4 =30.250 2,4 =1,71.10 7 (công thức (6.5))

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

S H

Với K HL = √ 6 N HO

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

[ σ H ] = [ σ H 1 ] + [ σ H2 ]

2 = 518,18+490,91 2 =504,54 MPa<1,25 [ σ H ] min

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

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:

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

z 1 = 76 32 =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):

σ H =Z M Z H Z ε √ ❑

¿ 274.1,72.0,77 √ ❑ Trong đó: Z M =274 (tra bảng 6.5)

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 K F Y ε Y β Y F1

(b 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=1,536 Với: 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 = 1 0,928 =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 hướng tâm: F r 2 =F t 2 tan a w =1832,54 tan20°=667N

65,78 156,22

Dạng răng Thân khai Đường kính vòng ngoài

Bánh chủ động d a1 , mm Bánh bị động d a2 , mm

69,75 160,22

Chiều rộng vành răng Bánh chủ động, mm Bánh bị động, mm

27,75 22,75

Số răng Bánh chủ động Bánh bị động

32 76

Đường kính vòng đáy Bánh chủ động d f1 , mm Bánh bị động d f2 , mm

60,78 151,22

Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét

Ứng suất uốn

PHẦN 4

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 mm Với u = 16, ta chọn z 1 =2,z 2 =u tv z 1 =16.2=32

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

5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn

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 max

T = 1 0,928 =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 ) = ¿¿

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:

100 320

Dạng răng Thân khai Đường kính vòng đỉnh

Trục vít d a1 , mm Bánh vít d a2 , mm

120 340

Chiều rộng bánh vít, mm

90

Chiều dài phần cắt ren trục vít, mm

150

Số răng Trục vít Bánh vít

2 32

Đường kính vòng đáy Trục vít d f1 , mm Bánh vít d f2 , mm

76 296

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,

d 3 ≥ 3

√ 1700500

( 0,2.30 ) =65,68mm

Mà trục động cơ có đường kính 38 mm Nên 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 mm trục 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 mm Chiều 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:

M B = √ ❑ Momen tương đương tại B:

M tdB = √ ❑ Đường kính trục tại B:

M tdA = √ ❑ Đường kính trục tại A:

d A = √ 3 M tdA (0,1[σ ]) =

M tdC = √ ❑

Do đó ta chọn d C =d A =30mm

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 mm Chiều 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:

M A = √ ❑ Momen tương đương tại A:

M tdA = √ ❑ Đường kính trục tại A:

Momen uốn tổng tại B:

M B = √ ❑ Momen tương đương tại B:

M tdB = √ ❑ Đường kính trục tại B:

M tdC = √ ❑ Đường kính trục tại C:

M D = √ ❑ Momen tương đương tại D:

M tdD = √ ❑

Do đó ta chọn d D =d B =35mm

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:

M B = √ ❑ Momen tương đương tại B:

M tdB = √ ❑ Đường kính trục tại B:

d B = √ 3 M tdB (0,1[σ ]) =

M tdC = √ ❑ Đường kính trục tại C: