Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Trường đại học Bách Khoa Hà Nội Viện Cơ Khí Bộ môn Cơ Sở Thiết Kc Máy và Rôbốt LỜI NÓI ĐẦU Đồ án môn học chỉ tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên ngành

Trang 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Trường đại học Bách Khoa Hà Nội

Viện Cơ Khí

Bộ môn Cơ Sở Thiết Kc Máy và Rôbốt

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chỉ tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên ngành cơ

khí nói chung để giải quyết một vấn đề tống hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, em đã được bộ môn “ Cơ Sở Thiết Ke Mảy và Rôbốt ”giao cho đề tài : “Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải ” Do lần

đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được sự đóng góp ỷ kiến của thầy cô, giúp em có được nhũng kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt

là thầy Đào Trọng Thường đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình.

Em xin chân thành cảm ơn !

Hà nội, ngày 28 tháng 03 năm 2011

Sinh viên Nguyễn Văn Lập

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Văn Lập Lớp: CK-05-K53 MSSV: 20081502

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Trường đại học Bách Khoa Hà Nội

Viện Cơ Khí

Trang

Chương 1 : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 5

1.1 :Chọn động cơ 5

1.1.1 Xác định cồng suất đặt trên trục động cơ 5

1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện 5

1.2 Phân phối tỷ số truyền 6

1.2.1 Xác định tỷ số truyền thực tế 6

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền 6

1.3 Xác định các thông số trên các trục 7

1.3.1 Tốc độ quay trên các trục 7

1.3.2 Công suất trên các trục 7

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục 7

1.4 Bảng tổng họp kết quả 8

Chương 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 9

2.1 Chọn loại đai 9

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai 9

2.2.1 Đưòng kính bánh đai 9 2.2.2 Khoảng cách trục bộ truyền đai 10

2.2.3 Chiều dài đai 10 2.2.4 Kiếm nghiệm góc ôm 10 2.3 Xác định tiết diện đai 10

Trang 2

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYTrường đại học Bách Khoa Hà Nội

Viện Cơ Khí

3.4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 18

3.4.2 Kiểm nghiệm bảnh răng về độ bền uốn 19

3.4.3 Kiệm nghiệm độ bền quá tải 21 3.4.4 Lực ăn khóp trên bánh răng chủ động 22

3.5 Bảng tổng kết kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 23

Chương 4 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC ' 7 24

4.1 Chọn khớp nối 24

4.2 Tính thiết kế trục 1 24

4.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục 25

4.2.2 Tính sơ bộ đưòng ldnh trục 27

4.2.3 Xác đính khoảng cách giữa các gối đờ và các điểm đặt lực 28

4.2.4 Xác định đưòĩig kính các đoạn trục 29

4.2.5 Tính chọn then trên trục 34

4.2.6 Kiếm nghiệm trục I 35 4.2.7 Tính ô lăn trên trục I 39

4.3 Tính sơ bộ trục II 41

4.3.1 Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài đoạn trục là 41

4.3.2 Sơ đồ kết

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Trang 3

Viện Cơ Khí

Hà nội, ngày tháng năm 2011

Chương 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 1.1 :Chọn động cơ

Trang 4

= ĩlđ^br.tr ^ol^kn'7!o.tr.ct

y ri 0,898

usb — uh Trường đại học Bách Khoa Hà NộiViện Cơ Khí •ung ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy và Rôbốt

1.1.1 Xác định công suất đặt trên trục động cơ.

• rị :hiệu suất chung của cả hệ dẫn động.

Trong đó rỊẩ, nhr tr, tJol, rịkn, noXrct được tra trong bảng T 19

77^ = 0,95 hiệu suất của bộ truyền đai để hở

[!]•

77^r tr = 0,96 hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng được che kín T]01 = 0,995 hiệu suất của một cặp ổ lăn.

77^ = 1 hiệu suất của khớp nối

T]o ịr ct = 0,995 hiệu suất ổ lăn trên trục công tác.

=> 77 = 0,95.0,96.0,9952 1.0,995 = 0,898

Vậy ta có công suất trên trục động cơ là:

Trang 5

nsb - nlvMsb -145,52.12 = 1745,3(v/p) Chọn nfìị) = 1500(v/p) (2p=4)

Viện Cơ Khí

4: tỷ số truyền bánh răng trụ răng thẳng bảng

Các thông số của động cơ:

Công suất danh nghĩa: Pđc = 5,5(KW) Số vòng quay thực : nđc = 1425(v/p)

Trang 6

Tốc độ quay trên trục II là:

n2 = -Ấ- = —L =~~f~ = 145,41(v/p)

«12 Uh 4Tốc độ quay trên trục công tác:

n2 145,41 Ì A C A Ì , , X nỉv =-^-= ;= 145,4 l(v/ p)

Công suất trên trục động cơ là:

pỊc = -7L = Tì = 4’156 = 4,397 « 4,4

701 1ol-1đ 0,995.0,95

1.3.3 Mô men xoắn trên các trục.

Ta có mômen xoắn tác dụng lên trục được tính theo công thức :

Mômen xoắn trên trục II là:

Trang 7

Uth=-ỂÍ-= =2,53

dịịì-s) 200.(1-0,01)

Chuông 2 : TÍNH TOÁN Bộ TRUYỀN ĐAI

Do công suất của động cơ Pđc = 4,4(KW) và Uđ = 2,45 và yêu cầu làm việc êm

nên ta hoàn toàn có thể chọn loại đai la đai dẹt

Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc được

trong điều kiện môi trường ẩm ướt,lại có sức bền và tính đàn hồi cao Đai vải cao suthích họp ở các truyền động có vận tốc cao ,công suất truyền động nhỏ

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai.

=> đường kính bánh đai thỏa mãn yêu cầu bài toán

Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là :

«2 = 0- *)•»&•— = 0 - 0,01) 1425.^ = 564,3(v/p)

2.2.2 Khoảng cách trục bộ truyền đai.

Trang 8

Bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy và Rôbốt

Đối với bộ truyền đai dẹt ta có khoảng cách trục được xác định bởi công thức :

a > 2.{d\ +d2)

=> a > 2.(200 + 500) = 1400(mm)Chọn khoảng cách trục :

a = 1400(mm)

2.2.3 Chiều dài đai.

Chiều dài đai được xác đinh bởi công thức :

-3

= 3,81 < (3 -T- 5) thỏa mãn yêu cầu

Vì ta chọn đai là vải cao su nên ta tăng thêm 100=400mm chiều dài đai tùy theo cách

nối đai

2.2.4 Kiếm nghiệm góc ôm.

trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức:

a\ = 180° -rfl).57° =180°-(50° 200),57° = 167,78° > 150°

2.3 Xác định tiết diện đai.

Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định bởi công thức :

A = b.õ = ặ2đ

.b và ố là chiều rộng và chiều dày đai.(mm) Fị :lực vòng ,(N)

.kđ :hệ số tải trọng động

[077 ]: ứng suất có ích cho phép, Mpa

Trang 9

Ký hiệu Đơn vị Kết quả

Lực vòng được xác định bởi công thức :

= 1000Jfrc = 1000.4,4 = 295 0(JV)

ca=ì- 0,003.(180ơ -a\) = 1 -0,003.(180ớ -167,78ơ) = 0,96

cv : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai:

cv = 1 - kv.(0,01 V2 -1) = 1 - 0,04(0,01.14,9152 -1) = 0,95 CQ : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí đặt bộ truyền trong không gian và phương

pháp căng đai

[o'f]=[ơf]0.Ca.Cjg.C0 =2,03.0,96.0,95.1 = 1,85

khệ số tải trọng động , kđ = 1,0 + 0,1.1 = 1,1 tra bảng

Viện Cơ Khí

Bộ môn Cơ Sở Thiết Kc Máy và RôbốtChiều rộng bánh đai:

b = iộrr = 295,00 1,1 = 29,23(mm) [ơF}ổ 1,85.6

Chọn b = 32(mm) theo tiêu chuẩn.

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

F0 = ơo.S.b = 1,6.6.32 = 307,2(N)

Lực tác dụng lên trục :

7

2.5 Bảng tổng họp kết quả

Trang 10

5 Tr.92L J

Chương 3 :THIÉT KỂ Bộ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

Viện Cơ Khí

RĂNG THẲNG 3.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc một cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có

độ rắn bề mặt răng HB<350 Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độrắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn từ 10-ỉ-15 HB

• KỵH: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

• Yp : hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

• Y$ : hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

• Kỵy : hệ số kể đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

• Khi tính toán thiết kế sơ bộ ta lấy :

ZR.ZV.KXH

=1

YR-YS-KXF =

1

• KJ?Q -1: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải (tải đặt một chiều).

Trang 11

SH =u 6.2

H2\im NHE = Trường đại học Bách Khoa Hà Nội ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYnHF = 60 c.nị.tỵ

Viện Cơ Khí

SỊỊ ; Sf :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Ơ°F = 1,8 HBỊ = 1,8.250 = 450(MPứ) ơ°rr = 2.HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550( MPa)

Ơ°F = 1,8 ,HB2 = 1,8.240 = 4ĩ2(MPa) Kỵi; : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền

■NHO - 30.//^g :sô chu kì thay đôi ứng suât cơ sở khi thử vê tiêp xúc.

■NHOị =30HHB =30.2502’4 = 17,07.106.

,NHO2 =30 H^ị =30.2402’4=15,47.106.

• NFO '■ số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NPQ =4.10°

NHE ;NfỊ? : số chu kì thay đổi ứng suất tương ứng.

Bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên ta có:

Trang 12

c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.

ĩĩị: số vòng quay trong 1 phút.

tỵ :tống số thời gian làm việc của bánh răng đang xét.

■NHE\ =NFE\ =60.c.riị.tỵ =60.1.581,53.10500 = 36,64.107

■NHE2 =NFE2 =60.c.n2.tỵ = 60.1.145,41.10500 = 9,16.107

NHE{ >NHOÌ-,NHE >Nh0 KHL=Ì

Vậy ta có ứng suất tiếpl xúc cho phép của bánh răng 1 là:

IỢH Ịi = Ơ°H ^ = 518,18 ịMPa)

^llim SỊỊ 1,1

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 2 là:

WH ]2 =°°H2V ^ = 500

=> ứng suất tiếp xúc cho phép là :

[cr/7 ] = min |[ơ7/ ; [cr// k}= {5 70; 500} = 500(MPa)

Úng suất uốn cho phép của bánh răng 1 là :

Ml = ò° KK/FL = 450.ÌA = 257,14(MP«)

ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 là :

M2 = KfC-KfL = 432,-ỉ^ = 246,86(MPa) _ 2lim , Sp 1,75

3.2.2 ứng suất tiếp xúc,ứng suất uốn cho phép khi quá tải.

• ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tài là :

hơlmax =2>8ơcĂÚng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 khi quá tải là :

WH ]imax = 2,8 achl = 2,8.580 = ì624(MPa)

Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 2 khi quá tải là :

\.ƠHkmax = 2^-ơch2 = 2,8.450 = 1260(MPữ)

=> [ƠH]max = minỊơ//]lmax ;[ơ//]2max 1= {1624; 1260} = 1260 •

• ứng suất uốn cho phép khi quá tải là :

Trang 13

u = 4: tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng.

T\ = 68238,91(Nmm) : mômen xoắn bánh răng chủ động.

KỊỊR = 1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

6 7răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng ——— [1]

[ƠH ] - 500(MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép

Vì đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có góc nghiêng p = 0

Trang 14

Vậy số răng của hai bánh răng thỏa mãn điều kiện bài toán.

3.3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thắng.

• Khoảng cách trục,khoảng cách trục chia : a = aw = 140(mm)

• Góc prôfin răng và góc ăn khóp là : 6Í/ = = 20°

Trang 15

• Chiều rộng vành răng là : ba, = y/Ịja aw = 0,4.140 = 56(mm)

3.4 Kiếm nghiệm bánh răng

3.4.1 Kiếm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Úng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền bánh răng phải thỏa mãn điều

kiện sau:

1

2.Tị.KH(u + \) b(ỵ) u.dW[

= 214(MPa): hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khóp tra

Kp[y :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện ở vùng ăn khớp

Trang 16

Viện Cơ Khí

.Trong đó VỊ{ =ÔỊ{.g0.v.J-^- với

V u n.d(ơ n\3,14.56.581,63 _,

.gơ : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, => gơ =73 tra bảng

[!]•

VỊ{ =0,004.73.1,7 /—— = 2,94(m/s)

^>KH =1,05.1.1,06 = 1,113 ơỊỊ- Zxị.ZịỊ.Zg.

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép chính xác là :

[ơỵỴ ={ơfi ].ZR Zy KXH = 500.1.0,95.1 = A15(MPa)

Ta có :\<JỊỊ Ỵ > CTỊỈ => bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.

3.4.2 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bển uốn

Đê đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt

quá một giá trị cho phép

Trang 17

vF-bcú-d(jjị 1CÚ

Trong đó ta có :

• T[= 68238,91(Nmm): mômen xoắn trên bánh răng 1

• m = 2(mm): môđun pháp.

• b(JỦ = 5 6(mm): chiều rộng vành răng

• ^ú}ị = 56(mm):đường kính vòng lăn bánh răng 1.

• Y£ = — = —í— = 0,57 hê số kể đến sư trùng khớp ngang

sa 1,74

• Yp = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

• y/7j; Yp'2 : hệ số dạng răng của bánh răng 1 và bánh răng 2 , Ypx = 3,85; 7^2 =3,6

• Kp : hệ số tải trọng khi tính về uốn

Kp =KFp.KFa.KFy

• KFf3 - y ;hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

rằng khi tính về uốn , tra bảng — [ll

! , 7X98

• KFa -1 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đông

thời ăn khớp khi tính về uốn

Kpy :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

K.py = 1 + 2.T\Xpp.KFa

.Trong đó ta có : vp = Sp.gQ.v

= 0,011: hê số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng [1]

7V.107

Trang 18

Viện Cơ Khí

8,08.56.562.68238,91.1,1.1

hệ số tải trọng khi tính vè uốn là :ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh răng 1 là :

2.68238,91.1,286.0,57.3,85 ~ ,

=> Úng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh răng 2 là :

aFl = aFị tỄL = 61,4.2^ = 57,41(MPa)

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép ;

[ơFX = [ơF] YR.YSkXF

Trong đó ta có :

• YR = 1 :hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

• Y$ : hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

=> bánh răng thỏa mãn điều kiện bền uốn

3.4.3 Kiệm nghiệm độ bền quá tải.

Ta có hệ số quá tải là : kqf = max = 2,2

Tdn

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt thì ứng suất tiếp xúc cực đại không

được vượt quá một giá trị cho phép :

=>cr// < [cr 1 =1624{MPa)

Trang 19

Đe phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất uốn cựcđại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

ƠF = ƠF] kqt = 64,1.2,2 = 141,02ỢẩPa)

lmax 1

=> < [07/, J = 464(MPa)

Đối với bánh 2 là :

<7F = crFl kqt = 57,4.2,2 = 126,28(MPa) 2max z H

(MPa)

-imaxVậy bánh răng thỏa mãn điều kiện quá tải

3.4.4 Lực ăn khớp trên bánh răng chủ động.

Viện Cơ Khí

3.5 Bảng tổng kết kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng

Viện Cơ Khí

Chương 4 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Chọn khớp nối

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Ta chọn khớp nối theo điều kiện :

7V.68 L J

ÍTt =39ự(Nm)<[TỊcn] = 500(Nmm) [dị = 40 (mm) = [dkn ] = 40(mm)

Ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi là :

Tra bảng [2] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là :

7V.69

Định dạng
Số trang	39
Dung lượng	1,53 MB