Đồ án Cơ sở thiết kế máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trong cuộc cách mạng quan trọng này, việc xuất hiện, ra đời của các thiết bị máy móc mới, với những tính năng vợt trội sẽ là tiền đề đa nền sản xuất công nghệp cũng nh các ngành sản xuất

Lời núi đầu

Trong lịch sử loài ngời, máy móc là một trong những công cụ quan trọng, tạo ra những bớc phát triển mang tính chất đột phá Nó đã góp phần tạo nên những cuộc

“đại cách mạng” trong nền công nghiệp đa con ngời từ nền sản xuất lạc hậu lên nềnsản xuất tiên tiến và ngày càng hiện đại Do đó, vai trò của các thiết bị máy móc là vô cùng quan trọng và không thể thiếu đợc

Nớc ta đang trên con đờng tiến lên Công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với đờng lối xây dựng chủ nghĩa xã hội Đảng ta đã đề ra 3 cuộc cách mạng, trong đó cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật là then chốt để tạo ra của cải, vật chất cho xã hội Trong cuộc cách mạng quan trọng này, việc xuất hiện, ra đời của các thiết bị máy móc mới, với những tính năng vợt trội sẽ là tiền đề đa nền sản xuất công nghệp cũng

nh các ngành sản xuất khác phát triển Do vậy, cần nghiên cứu và chế tạo, phát triển từ những máy móc sẵn có và dựa trên cơ sở lý thuyết cũng nh thực tiễn cho ra

đời các loại máy móc mới nhằm phục vụ tốt hơn trong quá trình sản xuất

Hiện em đang là một sinh viên ngành Cụng nghệ cơ khớ , đợc Nhà trờng trang bịnhững kiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có đợc những kỹ năng cơbản và định hớng nghề nghiệp Thời gian vừa qua, em đợc giao đề tài:

“ Thiết kế hệ dẫn động băng tải tải” của học phần Cơ sở Thiết kế máy Với sự chỉbảo tận tình của thầy giáo hớng dẫn: Nguyễn Minh Tuấn và các thầy cô trong khoacùng các bạn đồng nghiệp cũng nh sự nỗ lực của bản thân, em đã hoàn thành đề tài.Tuy nhiên trong quá trình tìm hiểu và thiết kế đồ án, do trình độ có hạn và còn ítkinh nghiệm, nên không thể tránh khỏi sai sót Em kính mong nhận đợc sự chỉ bảocủa thầy cô để đề tài của em đợc hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Hng Yên, ngày 12 tháng 12 năm 2012

Sinh viên:

Đề tài và bảng thực hiện tiến độ đồ ỏn………

- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền……… 3 Tớnh toỏn thiết kế bộ truyền ngoài :

- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang……….9

- Phần III : Tính toán bộ truyền xích……… 15 Tớnh toỏn thiết kế bộ truyền trong :

- Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng tr rụ r ăng nghiờng……… 21 Tớnh toỏn và thiết kế trục :

- Phần V.1 : Tớnh toỏn và thiết kế trục I……… …….34

- Phần V.2 : Tớnh toỏn và thiết kế trục II ………42Tớnh và kiểm nghiệm độ bền then :

- Phần VI.1 : Tớnh và kiểm nghiệm độ bền then trục I……… 52

- Phần VI.2 : Tớnh và kiểm nghiệm độ bền then trục II………… 53Tớnh chọn ổ lăn :

- Phần VII.1 : Tớnh chọn ổ lăn trục I ……… .55

- Phần VII.2 : Tớnh chọn ổ lăn trục II……….58 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc :

- Phần VIII.1 : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc……… ……… 62

- Phần VIII.2 : Lắp ghộp cỏc chi tiết trong bộ truyền……… ……… 73

PHẦN I

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1-Chọn kiểu loại động cơ :

ĐỀ số 1A:

1.Lực kéo băng tải: F = 3250 (N)

2.Vận tốc băng tải: V = 1,85 (m/s)

3 Đường kính băng tải: D = 520 (mm)

4.Thời gian phục vụ: lh = 24000 (giờ)

5.Số ca làm việc là 2 ca

6.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: α=65 °

7.Đặc tính làm việc : nhẹ

I.1.1-Tính toán công suất :

A-Công suất làm việc:

Plv =

1000

Theo biểu đồ ta có : T max = 1,4T T1= T T2 = 0,8T T3 = 0,3T

Tính hiệu suất của hệ thống :

Theo bảng 2.3 (I) trang 19 :

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng ( để kín) : 𝜂br = 0,96

Hiệu suất truyền của bộ truyền xích (để hở) : 𝜂x = 0,95

Hiệu suất của 1 cặp ổ trượt :η ot = 0,99

Hiệu suất của bộ truyền đai(để hở) : 𝜂đ = 0,95

Hiệu suất một cặp ổ lăn : η ol=0,99

Hiệu suất hệ thống : 𝜂ht = η ot . 𝜂br 𝜂x 𝜂đ (η ol¿ ¿2

=0,99.0,96.0,95.0,95.(0,99)2 = 0,84

C- Công suất cần thiết: P ct = P td

η ht =0,844,6 = 5,47 (Kw)( Vì trong trường hợp này là tải động lên Công suất tính toán P t = P tđ )

I.1.2-Tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ:

Ta có : nlv =

60000 .

v D

60000.1,85 3,14.520 = 67,98 (Vòng/phút)

Với D : là đường kính băng tải D = 520 (mm)

Ta lại có: Tỉ số truyền của hệ thống sơ bộ ( usb )

usb = uđ.ubr.ux

Tra bảng 2.4[I] trang 21: ubr = 4

→Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết

I121 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống :( ut )

uđ = 4 ; ubr = 4  ux = 42,3616 = 2,64

I.2.1.Số vòng quay trên các trục :

Số vòng quay trên trục động cơ :

nđc = 2880 (v/p)

Trục I (trục chủ động) :

n1 = n đ c

u d = 28804 = 720 (v/p)Trục II (trục bị động) :

n2 =n1

u br = 7204 = 180 (v/p)Trục công tác :

T1 = 9,55.106 P1

n1= 9,55.106 5,14720 = 68176,3 (Nmm) Trục II (trục bị động):

T2 = 9,55.106 P2

n2 = 9,55.106.4,885180 = 259176,3 (Nmm) Trục công tác:

Tct = 9,55.106 P lv 3

n3 = 9,55.106.68,184,59 = 642923,14 (Nmm)

7

Thiết kế truyền đai gồm cỏc bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xỏc định cỏc kớch thước và thụng số bộ truyền

- Xỏc định cỏc thụng số của đai theo chỉ tiờu về khả năng kộo của đai và vềtuổi thọ

- Xỏc định lực căng đai và lực tỏc dụng lờn trục

Theo hỡnh dạng tiết diện đai, phõn ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hỡnh thang(đai hỡnh chờm), đai nhiều chờm (đai hỡnh lược) và đai răng

II 1 Xác định kiểu đai

Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:

 Số vũng quay trờn trục động cơ : nđc = 2880 (v/p)

 Cụng suất trờn trục động cơ : Pđc = 5,47 (KW)

 Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ = 4

Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn

loại đai hình thang thờng loại A d a v oựa vào ào H4.1 vào bảng 4.13 [I] trang 59 Theo đó,

thông số kích thớc cơ bản của đai đợc cho trong bảng sau:

d1

(mm)

Chiều dàigiới hạn l(mm)

Thang thường

9

H×nh vÏ díi ®©y thÓ hiÖn kÝch thíc mÆt c¾t ngang cña d©y ®ai:

13 11

400

KÝch thíc mÆt c¾t ngang cña d©y ®ai thang

II.2-Tính chọn sơ bộ đai

Ta có hệ số trượt đai : ε = 0,02

⇨ Thỏa mãn điều kiện v d2 = d1.uđ (1 - 0,02) = 125.4.0,98 = 490 ( mm ) CT 4.2 trang 53[I]

⇨ Thỏa mãn điều kiện v Chän d2 = 500 ( mm ) Bảng 4.21 trang 63 [I]

Như vậy tỷ số truyền thực tế : ut

ut = d2 / [ d1(1 – ε ) ] = 500 / [ 125.(1 – 0,02 ) ] = 4,08

Δ u = [( ut– uđ ) / uđ ].100%= [( 4,08 – 4 ) / 4].100% = 2% < 4%

Thỏa mãn điều kiện

⇨ Thỏa mãn điều kiện v

351.75 ≤ asb ≤ 1250 nên a = 475 (mm) thỏa mãn

d) ChiÒu dµi s¬ bé cña ®ai lµ:

e) Tần số vòng chạy : Công thức 4.5 [I] trang 54

i = v L = 18,842 = 9,42 ( s-1) < 10 ( s-1) ( thỏa mãn điều kiện )

→ chiều dài của đai đảm bảo độ bền

a = ( λ +   2 8 2 )/4 víi: λ = L– 3,14(d1+d2¿ /2= 2000 – 3,14( 125+ 500 ) / 2 = 1018,75 (mm)

vµ: Δ = ( d2 – d1) / 2 = (500 – 125) / 2 = 187,5 (mm)

11

Trong đó cỏc giỏ trị được giải thớch như sau :

+ Công suất trên trục trục động cơ :

II.4-Xỏc định chiều rộng bỏnh đai

a) Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:

c) Lùc t¸c dông lªn trôc : CT 4.21 [I]

Gãc «m : 2 ( )° ) 2190

50'Vận tốc vòng đai : v (m/s) 18,84

Đường kính bánh đai nhỏ : d1 (mm) 125

Đường kính bánh đai lớn : d2 (mm) 500

§êng kÝnh ngoài b¸nh ®ai nhá : d a 1 (mm) 140

§êng kÝnh ngo i b¸nh ®ai lín : ào d a 2 (mm) 560

Chiều dài đai : L (mm) 2000

III 1 Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống –con lăn một dãy, gọi tắt làxích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bềnmòn cao

III 2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề Điều kiện đảm bảo

chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng:

Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1 (Điều chỉnh bằng một trong cỏc đĩa xớch)

Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn:

kbt = 1,3 (Tra bảng 5.6[I] và 5.7[I] )

15

II c

z n

x  [i] (5.14)

Ta cú : i = 25.18015.122 = 2,46 (s-1)  i = 2,46 < [i] = 30 (s-1) Tra bảng 5.9[I]

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, khônggây ra hiện tợng gẫy các răng và đứt mắt xích

d Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tảitrọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ

- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Theo bảng 5.10 [I] với n = 200 (v/p) ⇨ [s] = 8,5

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

= 677,37 (mm)

 r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm)

Do đó: df1 = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 (mm)

df2 = 677,37 – 2.9,62 = 658,13 (mm)

f) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

- Diện tích chiếu của bản lề : A = 262 (mm2) Bảng 5.12 [I]

• Ứng suất tiếp xỳc trờn mặt răng đĩa xớch 1 :

PHẦN IV

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

RĂNG NGHIấNG

IV 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng tr rụ r ăng nghiờng 1 cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu

có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn

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

IV 2 Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác địnhtheo công thức sau:

( Tra bảng 612[I] ) Trang94

+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn

lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn

cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở : (bảng 6.20)

21

 H

0lim

= 2HB + 70  F

0lim

= 1,8HB Suy ra :

= 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa  F

0lim1

= 1,8 HB1 = 1,8 245 = 441 MPa  F

0lim2

= 1,8 HB = 1,8 230 = 414 MPa + KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền, đợc xác định theo các công thức : (6.3 )v (6.4) à (6.4)

K HL =

HO mH HE

N N

KFL =

m F

√N FO

N FE

Trong đó: Theo trang 93 [I]

- mH , mF - Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

- NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c. T T i / max3n t i i (6.7)

NFE = 60.c  / max F

i i

m i

 (6.8)Trong đó:

c =1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ)

Ta có:

Với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

nI = 720 ( vòng/phút)

Nh vËy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

[H2] =

530 1,1 = 481,8 Mpa [F1] = 441.0,75 11,75 = 189 MPa

[F2] = 414.0,75 11,75 = 177,4 Mpa

trung b×nh cña [H]1 vµ [H]2 nhng kh«ng vît qu¸ 1,25[H]min (6.12)

I H

T K u



  (6.15a)

23

Trong đó:

- Ka = 43 Mpa1/3

: H s ph thu c v t li u c a c p ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ố phụ thuộc vật liệu của cặp ụ r ộng ật liệu của cặp ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ủ ặp bánh răng và lo i rại r ăng

(b ng 6.5[I] ) ảng 6.5[I] )

- TI : Mômen xoắn trên tr c ch ụ r ủ đ ng Tộng I = 68176,3 Nmm

- [H] = 495,4 Mpa : Ứng suất cho phép

- T s truy n u = 4ỷ số truyền u = 4 ố phụ thuộc vật liệu của cặp ền u = 4

- KH = 1,03 : H s ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ố phụ thuộc vật liệu của cặp đư c ợc xác đ nh d a vịnh dựa v ựa vào ào h s ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ố phụ thuộc vật liệu của cặp đư ng ờ kính ba

Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau:

- Z: Hệ số kể đến sự trựng khớp của răng được xỏc định dựa vào  như sau:

 =

w sin

- KH: Hệ số tải trọng khi tớnh về tiếp xỳc, ta cú :

V y ật liệu của cặp tra bảng 6.13[I] ta được cấp chớnh xỏc 9

=> Tra bảng 6.14 [I] ta đư c ợc K Hα = 1,13

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

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp : H = 0,002 ( Bảng 6.15[I] )

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bỏnh răng 1 và 2 :

Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được:

H = 274.1,75.0,754.√2.68176,3 1,2 (4 +1) 50.4 502 = 462,47 Mpa

+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Từ công thức (6.1) và (6.1a) ta rút ra công thức :

Vậy từ 2 điều kiện trên suy ra đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc

§iÒu kiÖn bÒn uèn cho r¨ng:

F1 =

1 1

-Y =

1

ε α = 0,57 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với 

 là hệ số trùng khớpngang, ta có  = 1,755

-Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta cú :

Y=1– β0/140 =1 – 16015’/140 = 0,88-KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Với: KF = KF KF KFv (6.45)

Trong đó:

+ KF = 1,03 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,

(theo bảng 6 7[I] )

+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp ( theo bảng 6 14[I] )

+KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo côngthức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):

+ F = 0,006 - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp (theo bảng 6 15[I])

+ g0 = 73 - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng( theo bảng 6 16[I])

+ TI = 68176,3 Nmm - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động

+ dw1 = 50 (mm ) - Đường kớnh lăn bỏnh răng 1

3,74 = 98,18 Mpa

+ Tính chính xác độ bền uốn [ F1 ] cx và [ F2 ] cx (6.2a) và (6.2)

[F1]cx = [F1].YR.YS.KxF = 189.1.1,77.1 = 334,5 Mpa

[F2]cx = [F2].YR.YS.KxF =177,4.1.1,77.1 = 313,9 Mpa

Trong đó các đại lượng được chú thích như sau : (trang 92,93)

+ YR = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng

+ YS = 1,08 – 0,0695ln(mn) = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,77 Hệ số xét đến độ nhạy

của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF = 1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn

( do da < 400 mm lên KxF = 1 )

Theo kết quả đã tính : F1 ¿102 < [F1]cx = 334,5 Mpa

F2 = 98,18 < [F2]cx = 313,9 Mpa

⇨ Đảm bảo điều kiện bền uốn

6- Kiểm nghiệm độ bền quá tải

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H Kqt

v i Kới K qt = Tmax/T = 1,5 (6.48)

=> Hmax = 462,47.√1,5 = 566,4 < [H2]max=1260 Mpa < [H1]max =1624 Mpa

=> Thỏa mãn độ bền quá tải

+) Kiểm nghiệm quá tải uốn :

F1max = F1.Kqt = 102 1,5 = 153 < [F1]max = 464 Mpa (6.49)

F2max = F2.Kqt = 98,18 1,5 = 147,27 < [F2]max = 360 Mpa

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải.

7- Lùc t¸c dông trong bé truyÒn b¸nh r¨ng trô răng nghiªng.

Trªn h×nh vÏ thÓ hiện lùc ph¸p tuyÕn Fn n»m trong mÆt ph¼ng ph¸p tuyÕn vµ vu«ng gãc víi c¹nh r¨ng

F t2

F t1

+

-Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

2.

w

T

d = 2.68176,350 = 2727 N

Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

7 S rố phụ thuộc vật liệu của cặp ăng Z Z1 = 32 mm

Dựa vào bảng (6.1) Chọn vật liều là thép 45 tôi cải thiện có :

σ b = 850 MPa , ch=580 MPa và HB = 250 , [ τ ] =12 20 MPa

21 Xác định sơ bộ đường kính trục:

d 

3

√0,2[ τ ] T (mm) (10.9)

T: Momen xoắn trên trục

[]: Ứng suất xoắn cho phép , [] = (15-30)

-Đường kính sơ b trục I: ộng

V131Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng:

Dựa vào bảng (10.2) xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 từ đường kính trục sơ bộ:

b01 = 19 mm

b02 = 23 mm

33

V141Xác định đường kính các đoạn trục

=> Fy1= 1282 N

=> Fy0 = Fyđ – Fr1+Fy1 =782,5 – 1076,2 + 1282 = 988,3 N

Vậy chiều của Fy0 và Fy1 là chiều đã chọn

a Vẽ biểu đồ momen:

Momen uốn My:

Xét đoạn CD:

MyD = 0 N

MyC = – Fy1.c1 = – 1282.47 = – 60254 N

Xét đoạn BC:

MyC = – Fy1.c1 + Fa1(dw1/2) = – 1282.47 + 794,84.25 = – 40383 N

MyB = – Fy1(c1+ b1) + Fa1(dw1/2) + Fr1.b1 = – 1282(2.47) + 794,84.25 +