Thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc bánh răng côn trụ biết lực băng tải, vận tốc băng tải, đường kính tang đề 7 ĐHBKHN

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí.. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên cóthể hệ th

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên cóthể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không

đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn Với chức năng nh vậy ,ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí , luyện kim , hoá chất , trong công nghiệp đóng tàu

Trong giới hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc côn trụ hai cấp Trong quá trình làm đồ án em đã đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ môn , đặc biệt là thầy Hoàng Văn Ngọc , em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình Do đây là lần đầu và với những bỡ ngỡ do cha đợc làm thực tế nên trong quá trìnhthiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra Em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy trong bộ môn!

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết Nếu gọi Plv- công suất trên băng tải,

 - hiệu suất chung, Pct- công suất cần thiết thì ta có



lv ct

P

P 

1000

.v F

1 - Hiệu suất bộ truyền đai, để hở 1 = 0,95;

2 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn, để kín 2 = 0,97;

3 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, để kín 3 = 0,97;

ol - Hiệu suất bộ truyền ổ lăn ol = 0,99;

k - Hiệu suất khớp nối trục k = 1,0;

ti

1 (

tck ti T Ti = 0 , 785 0 , 886

8

2 8 , 0 8

26 1 886 , 0

45 , 0 1000 60

 = 26,857 v/phGiá trị các tỉ số truyền của bộ truyền trong hệ tra theo bảng 2.4/ 21 Thiết kế HTDĐ1

uh - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc( u h = 10 ữ25) Chọn uh = 17

ung - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai , ung = 2 ữ4) Chọn ung =3

tỷ số tuyền tổng cộng là : ut = uh.ung = 17.3= 51

Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18/21 thiết kế HTDĐ1

nsb= nlv ut = 26,857.51 = 1369,707 v/ph

Động cơ xoay chiều không đồng bộ 3 pha

Dựa vào công suất cần thiết Pct và số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb kết hợp với cácyêu cầu về momen mở máy và phơng pháp đặt động cơ chọn qui cách động cơ

Động cơ đợc chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện:

n n P P

đồng thời có momen mở máy thỏa mãn điều kiện

dn k

/ 707 ,

1369

2 74 ,

1

T T

ph v

n

kW P

mm

s b ct

Ta chọn loại động cơ 4A080B4Y3 với các thông số sau :

nsb = 1400 v/ph

Pđc = 1,5kW

0 , 2 4

Theo c«ng thøc :

lv

dc ch

u1 - TØ sè truyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng nãn

u2 - TØ sè truyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng trô

P P

26 , 1

 Trôc 2

ol

P P

266 , 1

 Trôc 1

ol

P P

312 , 1

266 , 1 10 55 , 9

312 , 1 10 55 , 9

359 , 1 10 55 , 9

A Thiết kế bộ truyền ngoài hộp

Thiết kế bộ truyền đai từ động cơ tới hộp giảm tốc theo các số liệu sau:

Công suất trục dẫn P1 = 1,5kW

Số vòng quay trong 1 phút ( tần số quay trục dẫn ) n1 = 1400v/ph

Số vòng quay trục bị dẫn n2 = 466,67v/ph

Tỉ số truyền của bộ truyền đai u = 3

Thiết kế đai thang

. 1 1

1400 125

Đai vải cao su chọn hệ số trợt   0 , 02 d2  3 1251  0 , 02  367 , 5mm

Chọn đờng kính d2 theo tiêu chuẩn lấy d2 = 355 mm

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn

898 , 2 ) 1 (

u

u u u

Vậy không cần chọn lại đờng kính d 2

c) Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l :

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục :

4

) (

2

) (

2

2 1 2 2

) 125 355 ( 2

) 355 125 ( 355 2

) ( 1 2

125 355 180

57 ) (



a

d d

k p

1 0

0

p p

chọn Cz 1

1,136

1320

1500 0

v

k p

,

9

25 , 1 5 , 1 780

B ThiÕt kÕ hép gi¶m tèc trong hép

1 ThiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng c«n r¨ng th¼ng cña cÊp nhanh trong hép gi¶m tèc 2 cÊp BR c«n-trô

a) Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng nhỏ dùng thép nhiệt luyện với độ rắn bề mặt răng HB<350

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở

đây ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng nh nhau

Theo bảng 6.1/92 Thiết kế HTDĐ1

Chọn vật liệu bánh răng và tra các số liệu về

- Giới hạn bền kéo bk MPa

- Giới hạn chảy ch MPa

 - Giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với số chu kì cơ sở NHO

Bảng 6.2/94 với thép 45 tôI cảI thiện đạt độ rắn HB180…285 có 350

ti - Số giờ làm việc trong chế độ thứ i

Tmax - Momen xoắn lớn nhất

C - Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay bánh răng

i i

i

T

T Cn

3 2

1 2

NHE2. > NHO1 Lấy KHL2 = 1

 NHE1 = u NHE2 = 4,45.11,8.107 =52,51.107 > N HO1 Lấy KHL1 = 1

Vậy ta có : Hlim1 =Hlim1 = 560 MPa

2 lim

 Tính ứng suất uốn cho phép

Ưng suất uốn cho phép xác định theo Cthức 6.2a/93 thiết kế HTDĐ1

FL FC XF S R F

 - Giới hạn bền mỏi uốn ứng với số chu kì cơ sở NFO

K FL - Hệ số tuổi thọ , K FC -Hệ số ảnh hởng đặt tảI lấy K FC=1

SF - Hệ số khi tính về uốn tra bảng 6.2/94 thiết kế HTDĐ1 , SF=1,75

Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng đơng NFE tính theo Cthức 10.76/180 Ctiết máy1

i i

m n

F

60

i

T

T Cn

6 2

1 2

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO = 4.106

NFE2. > NFO2 Lấy KFL2 =1

 NFE1 =u NFE2 >NFO1 Lấy KFL1 =1

F

 = Flim

 1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa

2 lim

F

 = Flim

 2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPaứng suất uốn cho phép trong tính toán sơ bộ YR.YS.KxF = 1

Bánh nhỏ  F  1 1 252MPa

75 , 1

441



Bánh lớn  F  1 1 236 , 6MPa

75 , 1

414



c) Xác định ứng suất quá tảI cho phép :

Ưng suất tiếp xúc cho phép lớn nhất

d) Tính bộ truyền cấp nhanh :

*xác định chiều dài côn ngoài theo công thức :

45 , 4 25 , 0 2

Đờng kính trung bình và môđun trung bình :

R e 0 , 5 m te Z Z2 0 , 5 2 29 2 129 2 132 , 22mm

2 2

67 , 466 64 , 50 1000 60

. 1. 1





Chọn cấp chính xác bánh răng theo bảng 3.11/46 Thiết kế CTM ta có cấp chính xác 8

e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Cthức 10.60/171 Ctiết máy1

 H

HV H m

H M H

u b

K K u T d

Z Z Z

1 2

.

1

ZM - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ZM = 275MPa1/3

ZH - Hệ số xét đến hình dáng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6.12/106 thiết kế HTDĐ1 với

m H HV

K K T

d b K

1

1 2

64 , 50 05 , 33 273 , 3

1 45 , 4 451 , 1 76 , 27810 2 64

, 50

867 , 0 76 , 1







không chênh lệch quá lớnVậy thỏa mãn điều kiện về sức bền tiếp xúc

f) Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Cthức 6.65/116 và 6.66/116 thiết kế HTDĐ1

 1

1

1 1

1

85 , 0

2

F nm

m

F F

FV F F

m d b

Y Y Y K K K T

F

F F

m F

FV T K K

d b K

1

1 2

64 , 50 237 , 1 56 016 ,

64 , 50 05 , 33 728 , 8

50 , 3 1 573 , 0 53 , 1 76 , 27810 2

63 , 3 966 ,

F

m t

64 , 50

76 , 27810 2 2 1

1 2

Chiều cao răng ngoài - he = 2cosm mte+ 0,2 mte = 2.2 + 0,2.2= 4,4 mm

Chiều cao đầu răng ngoài - hae1 = (cosm + xn1cosm) .mte = 2,7mm

hae2 = 2cosm mte - hae2 = 1,3 mm

Chiều cao chân răng ngoài - hfe1 = he - hae1 = 1,7 mm

hfe2 = he - hae2 = 3,1 mm

Đờng kính vòng đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2hae1cos1 = 58 + 2.2,7.cos144’= 63,268 mm

dae2 = de2 + 2hae2cos2 = 258 + 2.1,3.cos7555’ = 258,96 mm

Đờng kính vòng chia trung bình - dm1 = 50,64 mm

a) Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Chọn vật liệu bánh răng và tra các số liệu ta lấy nh đối với bánh răng côn ở trên

1 1

43

u

K T u

a

H ba

1 91 , 3 4 , 0 5 , 0 2

1 53 ,

07 , 1 59 , 119478 1

91 , 3 5 ,

172 2 1

869 , 104 70 1000 60

. 1

m ( 0 , 01  0 , 02 )   ( 0 , 01  0 , 02 ) 172  1 , 72  3 , 44

 Chọn m =2

Theo Cthức 6.31/103 Thiết kế HTDĐ

 1

cos 2 1





u m

Lấy Z1 = 35 răng Z2 = u.Z1 = 3,91.35 = 136,96 răng.Lấy Z2=137 răng

Tính lại khoản cách trục aw : awm.(Z1Z2) / 2  2 ( 35  137 ) / 2  172mm

c) Kiểm nghiệm theo sức bền tiếp xúc :

 H

HV H H H

M

K K K u T d

Z Z Z

Z

2 sin

cos 2

Với bánh răng trụ răng thẳng không dịch chỉnh

845 , 1 20 2 sin

1 2

m H HV

K K T

d b K

1

1 2

Tra bảng 10.3/151 Ctiết máy1 g = 73

KH - hệ số phân bố không đều của tảI trọng tra bảng 6.14/107 với cấp chính xác 9 ta đợc

KH=1

KH=1,07

17 , 11 91 , 3 / 172 84 , 3 73 006 ,

2

70 8 , 68 7 , 11

) 1 91 , 3 (

295 , 1 59 , 119478

2 70

863 , 0 845 , 1

Theo C/thức 6.1/ thiết kế HTDĐ1

Với ZV= 1 với v=3,844<5m/s ; ZR= 0,95 ; KxH=1

Ta có H H.Z V.Z R.K xH  481 , 8 1 0 , 95 1  457 , 7MPa

 Thỏa mãn điều kiện về sức bền tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm độ bền uốn

Cthức 10.45/164 Ctiết máy1

 1

1

1 1

1

.

2

F F

FV F F F

m d b

Y Y Y K K K T

F

F F

F FV

K K T

d b K

1

1 2

2

70 8 , 68 975 , 2

75 , 3 1 566 , 0 649 , 1 59 , 119478

6 , 3 656 ,



Tháa m·n ®iÒu kiÖn søc bÒn uèn

*KiÖm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i :

- øng suÊt tiÕp xóc lín nhÊt : F1max  H. K qt  451 , 44 1 , 4  632 , 016MpaHmax

- øng suÊt uèn lín nhÊt :

F1max  F1K qt  52 , 656 1 , 4  73 , 718MpaF1max

70

59 119478

2 2 1

1 2

3 kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn bánh răng

Điều kiện bôi trơn

Bộ truyền nón-trụ kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn theo công thức

6 / 1 4

2 4





d

d d

d4 - Đờng kính đỉnh răng ngoài bánh răng trụ d4= 278mm

d2 - Đờng kính đỉnh răng ngoài bánh răng côn d2 = 258,96 mm

6 / 1 07 , 0 278

96 , 258 278 4

2 4

= 0,167Vậy điều kiện bôi trơn đợc thoả mãn

phần 3 : thiết kế trục

1 thiết kế trục 1:

A>chọn vật liệu trục trong hộp giảm tốc tải trọng va đập vừa ta chọn vật liệu là thép

45 thờng hoá hoặc tôi cải thiện

36 , 1

= 18,56 (mm)

chọn đờng kính trụ tính sơ bộ d=20mm

xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực chiều dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay phụ thuộc vào sơ đồ động chiều dài mayơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ khe hở cần thiết và các yếu tố khác

chiều dài mayơ bánh đai

l12=-lc12 lc12=0,5 (lm12+bo) + k3+hn

lm12:chiều dài moyơ bánh đai =26mm

bo:chiều rộng ổ lăn d=20bo= 15

k3:khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay tới lắp ổ k3= 1020 chọn k3=15

hn: chiều cao lắp ổ và đầu bu lông hn=1520 chọn hn=16

k2:khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2=515 chọn k2=10

lm13:chiều dài moyơ bánh răng côn=28

Biểu đồ mômen xoắn cũng đợc vẽ trên bản A4

Do vậy chọn các đờng kính tại các tiết diện nh sau

Đờng kính trục lắp bánh đai : dbđ=dsb-(25) =(1518) mm

Lấy theo tiêu chuẩn dbđ=17 mm

Đờng kính trục lắp bánh răng côn dbrc= dsb-(25) =(1518) mm

Lấy theo tiêu chuẩn dbrc=17 mm

Đờng kính trục giữa hai ổ d = dsb+(510) = (2530) mm

chọn d=25 mm

Vậy đờng kính của trục 1 xác định nh trên đảm bảo điều kiện an toàn

312 , 1

= 29,02 mmchọn đờng kính trục sơ bộ là 30mm

xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực , chiều dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động chièu dài mayơ của các chi tiết quay ,chiều rộng ổ ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác

chiều dài moyơ bánh răng côn l=(1,21,4)d

9 , 63 82 , 114 (

67 , 3413 82

, 114 42 , 2597 (

= - 57847,07 Nmm

Tại z=l21  Mx= -125,62.179,8 – 39301,95 – 78,275.(179,8 – 64,98) +

1109,17.63,9

= 0 Nmm

Các biểu đồ mômen uốn trong mặt phẳng xoz và yoz và biểu đồ mômen xoắn

đều đợc biểu diễn trong bản vẽ A4

28 , 175767

=30,03mmXác định các đờng kính trục sơ bộ Chọn dổ=ds/bộ=30mm

đờng kính trục lắp bánh răng trụ dbrt=dổ+(25mm)

dbrt=30+(25)=(3235)mm

chọn theo tiêu chuẩn lấy dbrt=34m

đờng kính trục lắp bánh răng côn dbrt=dổ+(25)mm

dbrt=30+(25)=(3235)mm

chọn theo tiêu chuẩn lấy theo dbrc=34mm

đờng kính trục giữa hai bánh răng d=dbrc+(510)mm

[S] Hệ số an toàn cho phép Thông thờng [S] =1,5 2,5

Sj Sj Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng loại ứng suất

Sj =

mj aj

a a Biên độ ứng suất uốn và ứng suất xoắn trong tiết diện trục

m m ứng suất uốn , ứng suất xoắn trung bình

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theochu kỳ đối xứng do đó

d

2

) (

.

32

2 1 1

) 4 34 (

4 8 32

d

2

) (

.

16

2 1 1

) 4 34 (

4 8 16

Trị số K , Kτ với trục có rãnh then tra bảnh 10.12

Rãnh then đợc phay bằng dao phay ngón K=1,76 Kτ=1,54

S =

mj aj

38 , 9 71 , 2

 =2,6

S >[S]=1,52,5 tiết diện trục tại đó đạt yêu cầu

Kiểm nghiệm tại tiết diện B là tiết diện lắp bánh răng trụ bị yếu do có rãnh then và lắp

d

2

) (

.

32

2 1 1

) 4 34 (

4 8 32

d

2

) (

.

16

2 1 1

) 4 34 (

4 8 16

Trị số K , Kτ với trục có rãnh then tra bảnh 10.12

Rãnh then đợc phay bằng dao phay ngón K=1,76 Kτ=1,54

38 , 9 1 , 2

 =2,05

Vậy điều kiện bền của trục 2 đợc thoả mãn.

1 Tính tải trọng tác dụng lên trục:

Lực tác dụng lên trục 3 bao gồm:

Lực dọc trục lên bánh răng 4 Fa4=Fa3=1109,17N

Lực hớng hãm trên bánh răng 4 Fr4=Fr3=3413,67N

Ta dùng nối trục đàn hồi có cấu tạo đơn giản dễ chế tạo, dễ thay thế ,làm việc tin cậy.vì lực của khớp nối rất nhỏ nên ta có thể bỏ qua mà nó không ảnh hởng đến độ bền của trục

266 , 1

= 46,98 mm

Ta chọn đờng kính trục d=50 mm

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực, chiều dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và các chi tiết quay phụ thuộc vào sơ đồ động chiều dài moyơ của các chi tiết quay

Chiều dài moyơ bánh răng trụ lm=(1,21,5)d

B3:chiều rộng của ổ lăn trên trục 3 (dsơ bộ=50B3=27)

b3 :chiều rộng bánh răng 3.Theo phần thiết kế bánh răng trụb3=68,8

k1:khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp chọn k1=10mm

k2:khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp chọn k2=10mm

l23=0,5(27+68,8)+10+10=67,9

khoảng cách từ khớp nối ổ lăn chính là phần cong xoắn của trục lc=o,5(lm+B3)+k3+ha

lm: chiều dài moyơ nửa khớp nối Với nối trục đàn hồi

92 , 151678

= 28,875 mmXác định các nđờng kính trục sơ bộ

Kiểm nghiệm ta thấy trục đạt yêu cầu bền

A kiểm nghiệm độ bền cho các then

Trong quá trình làm việc mối ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc ,ngoài ra then có thể bị hỏng do cắt

Do vậy để kiểm nghiệm then ngời ta kiểm nghiệm theo ứng suất dập và ứng suất cắt

d= . .(2. )

1

t h

l

d

T

t   [d ]

chiều dài moyơ bánh đai lm=26mm

chiều rộng bánh đai tính toàn ở phần truyền động đaiđã lấy B=16mmlấy chiều dài mayơ của bánh đai là lm=30mm

chiều dài then lt=(0,80,9)lm=(0,80,9)30=(2427)mm

chọn lt=25 mm

chọn ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 ta có do va đập êm nên chọn [δd]=120MPa[τc]ứng suất cắt cho phép do chịu tải trọng va đập êm nên chọn[τc]=(6090)MPa chọn [τc]=75MPa

d=

) (

25 17

76 , 27810

τc <[τc]nên then đạt yêu cầu về bền cắt

Vậy then tại tiết diện trục lắp bánh đai thoả mãn yêu cầu bền

*Xét đoạn trục lắp bánh răng côn nhỏ có d=17mm,T=27810,76Nmm kích thớc then b=5,h=5 , t1=3

chiều dài moyơ bánh răng côn lmbrc=(0,80,9)28=22,425,2

chiều dài moyơ bánh răng côn lmbrc=42

chiều dài then lt=(0,80,9)lmbrc=(0,80,9)42=33,637,8

chọn lt=35

d=

) (

35 34

59 , 119478

2

 =66,94 MPa

δd < [δd] nên then đạt yêu cầu về bền dập

59 , 119478

2

= 20,08 MPa

τc <[τc]nên then đạt yêu cầu về bền cắt

xét đoạn trục có bánh răng trụ d=34mm , T=119478,59Nmm

kích thớc then b=10, h=8, t1=5

chiều dài moyơ bánh răng trụ lmbrt=42

chiều dài then lt=(0,80,9)lmbrt=(33,637,8)

lấy lt=35 mm

d= . .(2. )

1

t h

35 34

59 , 119478

τc <[τc]nên then đạt yêu cầu về bền cắt

Vậy then trên trục 2 đạt điều kiện an toàn

chiều dài mayơ bánh răng trụ là lm=65 mm

chiều dài then lt=(0,80,9)lm=(0,80,9)65=5258,5

Chọn chiều dài then lt= 55 mm

d= . .(2. )

1

t h

55 54

18 , 450794