thiết kế bánh răng trụ răng thawngrt đai thang inbox để nhận bản vẽ

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục.Khác với các máy vận chuyển gián đoạn các thi

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy là một trong những môn cơ sở lý thuyết cho sinh viên khoa cơ khí nói chung và các khoa khác nói riêng có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.

Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trọng từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức

lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục.Khác với các máy vận chuyển gián đoạn các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục

có năng suất cao.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu đó.

Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, năng suất cao.

Để làm quen với việc đó em được giao thiết kế dẫn động băng tải, với những kiến thức đã học và sau một thời

gian nghiên cứu với sự giúp đỡ tận tình của thầy Nguyễn Văn Tuân và sự trao đổi của bạn bè,em đã hoàn

thành được đồ án được giao.

Song với những hiểu biết còn hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong nhận được sự chỉ bảo, đóng góp của thầy và các thầy cô trong khoa, để đồ án của em được hoàn thiện hơn.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành

đồ án này đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Văn Tuân hướng dẫn.

Sinh viên thực hiện

LƯU VĂN ĐOÀN

Phần I: Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền

I Chọn động cơ.

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Pct =

Trong đó: Pct là công suất cần thiết của động cơ (KW)

Pt là công suất tính toán của trục tang (KW)

η là hiệu suất truyền động

β là hệ số kể đến sự biến đổi của tải trọng

- Hiệu suất truyền động: η = η2

ol ηđ ηbr ηkn Trong đó: ηol là hiệu suất một cặp ổ lăn

ηđ là hiệu suất bộ truyền đai thang

ηbr là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηkn là hiệu suất nối trục đàn hồi

Tra bảng 2.3 ta có:

ηol ηđ ηbr ηkn

0,99 0,95 0,96 0,995

→ η = 0,992.0,95.0,96 0,995 = 0,89

Ta có : Pt = =

14000.0,35

1000 = 4,9 (KW)

Với : Pt là công suất làm việc trên trục tang băng tải

F là lực kéo trên băng tải (N)

v là vận tốc của băng tải (m/s)

2 Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.

- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống (Ut): Ut = Uh Uđ

Trong đó:

Uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Uđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

Với nlv là số vòng quay của trục tang ( vòng/phút)

cosφ η (%)

4A132M6Y

3

7,5 968 0,81 85,5 2,0

II.Phân phối tỉ số truyền.

1 Xác định tỉ số truyền của hệ thống dẫn động theo n đc :

III Xác định công suất,số vòng,mô men xoắn trên các trục.

Tính công suất P trên mỗi trục:

Phần II : Thiết kế bộ truyền ngoài: Đai thang.

I Chọn loại đai.

- Căn cứ theo yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền và hình 4.1 ta chọn đai thang thường

loại Б làm bằng vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao.

- Tra bảng 4.13 chọn tiết diện đai :

Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai

Với ε là hệ số trượt của đai loại Б , ε = 0,02

- Tra bảng 4.26 chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 560 (mm)

- Tra bảng 4.13 chọn L theo tiêu chuẩn : L = 2500 (mm).

- Nghiệm số vòng quay của đai trong 1 giây:

- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn:

+ Theo công thức 4.6 ta tính được:

4 Xác định số đai: z

z =

Trong đó:

 P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động; KW

 [P0]: công suất cho phép;KW, được xác định bằng thực nghiệm

 Kđ : hệ số tải trọng động

 C α : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm.

 CL : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

 Cu :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

 Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

Thay số vào ta được:

z =

5,17.1,25 3,38.0,92.0,89.1.1,14 = 2

- Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin() = 2 484 2.sin(

146 ,20

2 ) = 1852 (N).

6.Bảng tóm tắt các thông số của bộ truyền đai thang:

Thông số Giá trịĐường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 180

- Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ 240, có S < 100 mm (bảng 6.1) Chọn HB2 = 230 Mpa ; σb2 = 750 Mpa ; σch2 = 450 Mpa.

II Xác định ứng suất cho phép.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức: [σH] =

[σF] =

Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

ZV - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

KxH , KxF - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền tiếp xúc và uốn

YR - Hệ số xét dến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải(vị bộ truyền làm việc 1 chiều nên KFC = 1)

SH, SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

σ0

Hlim, σ0

Flim - Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

- Khi thiết kế sơ bộ lấy: ZR.ZV.KxH = 1, và YR.YS.KxF = 1

Do đó công thức tính ứng suất cho phép là:

Trong đó: mH, mF - Là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.

Do ta chọn độ rắn mặt răng HB < 350 MPa nên ta có mH = 6, mF = 6

NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

- Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên NHE, NFE được xác định theo công thức:

NHE = 60.c ∑ [ Ti

Tmax]3 .ni.ti ; NFE = 60.c ∑ [ Ti

Tmax]6

.ni.ti

- Với Ti , ni , ti lần lượt là mô men xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc ở chế

Độ thứ i của bánh răng đang xét

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.( ở đây chọn c = 1)

=> Ứng suất cho phép:

[σH] =

[σH1] = =

560.1 1,1 = 509 MPa.

[σH2] = =

530.1 1,1 = 481,8 MPa.

Vì cấp chậm sử dụng răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc là:

aw =

K a(U h+1).3

[σ Hβ]2 U h ψ ba

Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 được Ka = 49,5 MPa1/3

Uh - Là tỉ số truyền của cặp bánh răng Uh = 3

T1 - Là mô men xoắn trên trục I ( trục chủ động)

Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp mn =2,5

Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2=0

-Theo 6.27 ,tính góc ăn khớp:

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

σ Hβ=Z M Z Hβ Z ε.√2 T1 K Hβ.(U h+1)

b w U h d w 12 ≤ [σ

H]Trong đó: ZM – Là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng

KH – Hệ số tải trọng khi tinh toán về tiếp xúc

KH = KHβ.KHα.KHV

Với KHβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng 6.7 ta có KHβ= 1,11

KHα :hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Ở đây bánh răng thẳng nên KHα= 1

ZR = 0,9 ; KxH = 1

Khi đó, theo (6.1) và (6.10):

[σH]’ = [σH].ZR.ZV.KxH = 302,2 0,9 1 1 = 271,99 MPa

Và σH = 271,99 MPa < [σH]’ = 433,6 MPa

Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về điều kiện uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại mặt răng không được vượt quá ứng suất cho phép

σF1 = ≤ [σF1] (6.43)

σF1 = σF1 (6.44)

Với mn = 2,5

bw = 60 mm

dw1 = 75 mm

Yε = =

1

1,75 = 0,57 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ = 1 - là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

ở đây với răng thẳng nên Yβ = 1

YF1 , YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 ,phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Tra bảng 6.18 và nội suy ta có: YF1=3,93 ; YF2 = 3,6

KF – Hệ số tải trọng khi tính cho uốn

Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền uốn.

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng

suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc: σHmax = σH √ Kqt ≤ [σH]max ; Với Kqt = = 1,7

σHmax = 395 √ 1,7 = 515 ≤ [σH]max = 1260 MPa

- Ứng suất uốn : σF1max = σF1.Kqt = 62,39 1,7 = 106,1 ≤ [σF1]max = 464 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 57,15 1,7 = 97,155 ≤ [σF2]max = 360 MPa

6 Các thông số khác của bộ truyền.

- Mô đun pháp tuyến: mn = 2,5 (mm)

- Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25 2,5 = 5,625(mm)

7.Ta có bảng tóm tắt các thông số của cặp bánh răng:

Sụ́ răng Z1 = 30 (răng) Z2 = 90 (răng)

Đường kớnh vũng chia d1 = 75 (mm) d2 = 225 (mm)Đường kớnh vũng đỉnh da1 = 80 (mm) da2 = 230 (mm)Đường kớnh vũng đỏy df1 = 68,75 (mm) df2 = 218,75

-Khớp nối có tác dụng truyền momen xoắn từ trục của hộp giảm tốc đến trục công tác

do đó mà momen xoắn cần truyền phải nhỏ hơn hoặc bằng giá trị cho phép mà khớp nối có thể tải đợc

T t=k T ≤[T]

T : momen xoắn danh nghĩa T= 152859,1 (Nmm)

K: hệ số kể đến chế độ làm việc với băng tải chọn k = 1,4

⇒T t=1,4.152859 ,1

Tra bảng 16.10ab trang 68/Q2

Chọn nụ́i trục T=500 (Nm) thỏa mãn khả năng truyền momen xoắn có các kích thớc cơ bản sau

Kiểm nghiệm độ bền dập của vòng đàn hồi

T d





(mm)-Trục I chọn [] = 15Mpa, TI = 152859,1 N.mm

-Trục II chọn [] = 20 Mpa, TII = 434171,3 N.mm

Suy ra:

d 1 sb=√3152859,10,2.15 =37,1 (mm)

d 2 sb=√3434171,30,2.15 =52,5 (mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

-Chọn d1sb= 40 mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10= 23 mm

-Chọn d2sb=55 mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=29 mm

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

-Tra bảng 10.3 ta chọn các trị số khoảng cách k1 , k2 , k3 và hn

Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

hoặc khoảng cáh giữa các chi tiết quay

k1 = 12

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ

khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc)

k2 = 10

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 =15

+ Răng hướng phải: hr = 1

+ Tọa độ điểm đặt lực nằm trên Oz nên r < 0

* My2 = My0 = 0

My0 = Fx2 l12 = 1770,4 67,5 = 119502 (Nmm)

M tr y 3 = Fx1.(l11 - l13) = 2311,04 (117 – 58,5) = 135195,84 (Nmm)

M y 3 ph = Fx2.(l12 + l13) – Fx0 l13 = 1770,4 (67,5 + 58,5) – 2213,58 58,5 = 93575,97 (Nmm)

* Mz2 = Mz0 = Mz3 = T1 = 152859,1 (Nmm)

+ Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng)

-Ta có:

+ Trục quay ngược chiều kim đồng hồ: cq = 1

+ Bánh răng bị động: cb = -1

+ Răng hướng trái: hr = -1

+ Tọa độ điểm đặt lực nằm dưới Oz nên r < 0

d Mômen uốn và mômen xoắn trên trục II:

* Mz2 = Mz3 = T2 = 434171,3 (Nmm)

Với [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.] = 30 Mpa, tra bảng 10.5

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Sj =

sσj sτ

√ sσj2 + sτj2 ³ [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.s].

Với : [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.s]= 1,5…2,5.

sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

mj = 0

aj =

M j

W j

Như vậy trị số của K và K rất khác biệt tuỳ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Trường hợp tại một tiết diện của trục đồng thời có nhiều nguyên nhân gây tập trung ứng suất, chẳng hạn mặt cắt trung bình của bề mặt lắp ghép bánh răng với trụcđồng thời có hai yếu tố gây tập trung ứng suất, đó là lắp có độ dôi và rãnh then thì

khi tính toán phải so sánh các giá trị của

K σ

ε σ ,

K τ

ε τ với nhau và lấy giá trị lớn hơn

để tính Nhận thấy ở bánh răng là nguy hiểm nhất

Thay các số liệu vào 10.20 và 10.21 ta có:

Sσ 3 =

261,6 2,3.28,26+0,05 = 3,97

Sτ 3 =

151,7 2,13.10,14 = 7,02

S3 =

3,97.7,02

√3,972+7,022 = 3,45

S =3,45 > [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy. S ] =1,5÷2,5

⇒ Trục I thỏa mãn điều kiện mỏi

6.2 Kiểm tra trục II:

Thay các số liệu vào 10.20a và 10.21a ta có:

Sσ 2 =

261,6 2,54.26,7 = 3,85

Sτ 2 =

151,7 2,23.11,99 = 5,67

S2 =

3,85.5,67

√3,852+5,672 = 3,18

S =3,18 > [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy. S ] =1,5÷2,5

⇒ Trục II thỏa mãn điều kiện mỏi

7 Tính kiểm nghiệm về độ bền tĩnh:

Đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

7.1 Kiểm nghiệm trục I: (tại bánh răng 3)

σtđ = √ σ2+3 τ2 ¿ [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.]

Trong đó:

[σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.] là ứng suất cho phép, [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.]= 0,8.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.ch = 0,8 340 = 272 (MPa)

σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy =

σtđ = 46,99 < [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.] = 272 (MPa)

⇒ Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh

7.2 Kiểm nghiệm trục II: (tại bánh răng 2)

σtđ = √ σ2+3 τ2 ¿ [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.]

Trong đó:

[σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.] là ứng suất cho phép, [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.]= 0,8.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.ch = 0,8 340 = 272 (MPa)

σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy =

Mmax

0,1 d23

=

265157,8 0,1 553 = 15,94 (MPa)

⇒ σtđ = √ 15,942+3.111,52 = 193,77 (MPa)

σtđ = 193,77 < [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy.] = 272 (MPa)

⇒ Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh

Q = 1.1.1074.1.1,3 = 1396 N

3 Chọn ổ lăn

a Chọn ổ lăn cho trục 1

Với các thông số đầu vào là n = 323 v/p , thời gian phục vụ 15000 h , tải trọng tĩnh

Với kết cấu trục đã vẽ như trên và đường kính ngõng trục là 35mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1 Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 307 với các thông số như sau : đường kính trong d = 35mm, đường kính ngoài D= 80 mm, chiều rộng của ổ

B = 21mm, r=2,5, đường kính bi = 14,29 mm , khả năng tải động C = 26,2kN , khả năng tải tĩnh C0 = 17,90 kN

* Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Tính tải trọng quy ước Q , với lực dọc trục Fa = 0 (N)

Q= X V F r .k t .k d=1.1.3064,48.1=3,06448(kN )

Trong đó:

- X: là hệ số tải trọng hướng tâm; X=1 ,

- V: là hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay ) nên V=1

- kt: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn được k t=1 vì (nhiệt độ ≤100 0C ),

-kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng,kđ=1 (tải trọng tĩnh)

- tính khả năng tải động của ổ

C d=Q

m

√L=3, 06448√3290 ,7=20 , 3<C=37, 8(kN)

Trong đó :

M: bậc của đường cong mỏi; m=3;

L: tuổi thọ của ổ bi đỡ Với; Lh=15000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L= Lh.n1.60.10-6= 15000.323.60.10-6= 290,7 triệu vòng

- kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ với lực dọc trục Fa = 0 (N)

Q0=F r=2012, 5 ( N )=2 , 0125 (kN )<C0=26 ,7 (kN )

b Chọn ổ lăn cho trục 2

Với các thông số đầu vào là n = 108 v/p , thời gian phục vụ 15000h , tải trọng tĩnh