Đồ án chi tiết máy Hệ thống dẫn động băng tải SV Phạm Ngọc Vũ

Môn học Đồ án Thiết Kế Hệ Truyền Động Cơ Khí là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp em cũng cố lại những kiến thức

LỜI NÓI ĐẦU



Hệ thống dẫn động băng tải được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng

trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày Môn

học Đồ án Thiết Kế Hệ Truyền Động Cơ Khí là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm

hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp

em cũng cố lại những kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý

máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí, và học thêm được rất nhiều về

phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng

bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế Thêm vào đó, trong quá

trình thực hiện em có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều

rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế, chưa thực sự tối

ưu trong việc tính toán các chi tiết máy, chưa mang tính kinh tế và công

nghệ cao vì giới hạn về kiến thức của người thực hiện

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Bộ môn Cơ Kỹ Thuật

đã cho em cơ hội được học môn học này

Xin chân thành cảm ơn các bạn trong nhóm đã cùng thảo luận và trao

đổi những thông tin hết sức quý giá

Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Diệp Lâm Kha Tùng đã tận tình

hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành công việc thiết kế này

Sinh viên

PHẠM NGỌC VŨ

2

MỤC LỤC

********

Phần 1 - Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3

1.1 Chọn động cơ 3

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

1.3 Các thông số và lực tác dụng trên các trục 6

Phần2 - Tính toán thiết kế các bộ truyền 8

2.1 Thiết kế bộ truyền động xích 8

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11

Phần 3 - Tính toán thiết kế trục và then 29

3.1 Chọn vật liệu 29

3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 29

3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 30

3.4 Xác định đường kính các đoạn trục 33

3.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục 44

3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của then 47

Phần 4 - Tính toán chọn ổ và nối trục đàn hồi 49

4.1 Tính toán chọn ổ 49

4.2 Nối trục đàn hồi 55

Phần 5 - Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác 57

5.1 Vỏ hộp 57

5.2 Một số chi tiết phụ khác 60

Phần 6- Chọn dung sai lắp ghép 64

Phần 1 :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ :

Xác định công suất cần có của động cơ

Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức 2.8 [1]

P

ct

đ P t

tđ : Công suất tính toán trên trục máy công tác

 : Hiệu suất truyền động

Theo công thức (2.9) ta có: 2 4

br x ol kn

    Trong đó theo bảng 2.3 trang 19 [1]

Do tải trọng thay đổi nên theo công thức 2.14 trang 20 [1] ta có:

- Công suất tương đương

Vận tốc vòng quay (vg/ph)

1.2 Phân phối tỷ số truyền :

- Tỷ số truyền động chung thực: 1460  

26,54 55

n dc

𝑛đ𝑐: số vòng quay của trục động cơ

𝑛𝑐𝑡: số vòng quay của trục công tác

u brc: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiên cấp chậm

* Momen xoắn trên các trục:

- Trục động cơ: 9, 55.10 6 9, 55.10 9,166  

59916, 441460

P dc

8

Phần 2 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1: Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Xích

Bộ truyền xích từ đầu ra của hộp giảm tốc tới băng tải có các số liệu :

Px   P3 8,2 Kw ; số vòng quay của trục dẫn : n3 165 vg/ph ; vòng quay của

trục bị dẫn : n4  55 vg/ph ; 3

43

n u n

  ;

Chế độ làm việc : Quay 1 chiều,làm việc 2 ca,va đập nhẹ,thời gian làm việc 5 năm (1 năm 300 ngày, làm việc 2ca, 1 ca làm việc 8 giờ)

1.Chọn loại xích : Xích con lăn (độ bền mòn cao hơn xích ống,chế tạo ít phức tạp) 2.Xác định các thông số của bộ truyền xích:

- Theo bảng 5.4 với u=3 chọn số răng đĩa nhỏ z1 25,do đó số răng đĩa lớn

2 . 1 3.25 75

z  u z   chọn z2 75< zmax=120

-Theo công thức (5.3),công suất tính toán

P t Pkk k z n  P

Trong đó: Pt là công suất tính toán

P là công suất cần truyền

 P là công suất cho phép

1

125

z

k z

n

n k n

Theo bảng 5.5 với n01  200 vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích

p=38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

P t  P 34,8 Kw ; đồng thời theo bảng 5.8 , p  pmax

Để xích không chịu lực căng quá lớn,giảm a một lượng bằng :

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích theo công thức (5.18)

H k F K r t d F vd E Ak d

5.Xác định các lực tác dụng lên trục :

Theo (5.20) Fr  k Fx t  1,15.3129,8 3599,3  N

trong đó kx  1,15 bộ truyền nằm ngang

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

1 Chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau:

Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Trong đó: Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc

2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ ta có t= 5.300.8.2 = 24000 (giờ)

Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

Vì: NHE1>NHo1 nên KHL1=1

NHE2>NHo2 nên KHL2=1

Như vậy theo công thức 6.1a trang 93 [1], sơ bộ ta tính được: (SH tra bảng 6.2)

Ứng suất quá tải cho phép:

Theo công thức 6.13 trang 95[1] và công thức 6.14 trang 96[1] ta có:

Trong đó: với răng nghiêng ka = 43 bảng 6.5 trang 96 [1]

Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,3 (không đối xứng)

Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:

   (thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200)

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo 6.33 trang 105[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

w1

1

2 w1 1

c Z

Theo công thức 6.37 trang 105 [1] ta có :

 w1sin /

- Đường kính vòng lăn :

w1 w1

-K H : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 [1] bd = 0,698 ứng với và sơ đồ 3

Với v = 4,527(m/s) theo bảng 6.13 trang106 [1] dùng cấp chính xác 8

-KH : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝛼 đối với bánh răng nghiêng theo bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 8 ta chọn

K Hα = 1,082

- Theo công thức 6.41trang 107 [1], ta có:

w1 w1 1

1

2

H Hv

H H

b d K

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo trang 91 [1] với v= 4,527 (m/s), Zv=1

Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5 1,25μm

=> ZR=0,95

Với da =dw1 + 2m = 59,22 + 2.2 = 63,22 < 700 (mm), KXH=1

Theo công thức 6.1 trang 91 và 6.1a trang 93 [1]

     H  H Z Z Kv R XH  495,45.1.0,95.1  470,67 Mpa  

Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Theo công thức 6.43 trang 108 [1], ta có:

Y





- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Trong đó: K Fβ =1,2 (bảng 6.7 trang 98 [1] sơ đồ 3)

- Theo công thức 6.46 trang 109 [1], ta có:

w1 w1 1

1

2

F FV

F F

b d K

1300,006.56.4,527 9,42

Với δF=0,006 tra bảng 6.15 trang 107 [1]

=>Thỏa mãn điều kiện bền uốn

c Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy, hoặc có sự cố bất thường)

vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Theo công thức 6.48 trang 110 [1] với Kqt = Tmax/T = 1,9 ta có:

 Trong đó:

 T: momen xoắn danh nghĩa

 Tmax : momen xoăn quá tải

22

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0

Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cosβ1 = 2.29/cos(12,31) = 59 (mm)

d2 = mZ2/cosβ1 = 2.98/cos(12,31) = 201 (mm) Đường kính đỉnh răng da1 = d1+ 2.(1+x1-∆y)m =63 (mm)

Trong đó: với răng nghiên ta có Ka = 43 MPa1/3 (bảng 6.5 trang 96 [1])

Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,4 (vì trị số ψba đối với cấp chậm trong hộp giảm tốc nên lấy lớn hơn 20%-30% so với cấp nhanh)

Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:

Chọn a w2 =150 (mm)

b Xác định các thông số ăn khớp:

Theo công thức 6.17 trang 97 [1]: m=(0,01÷0,02)aw2=(0,01÷0,02).150=(1,5÷3)mm

Theo bảng 6.8 trang 99 [1], chọn môđun pháp m = 2 mm

   (thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200)

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 trang 105 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

c Z

w 2 w3

1

2

H HV

H H

b d K

T K K 



 

- Theo bảng 6.7 trang 98[1], ta có: chọn K Hβ =1,046 (sơ đồ 5)

- Theo công thức 6.42 trang 107[1] ta có:

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức 6.1 trang 91[1] với v= 1,87 (m/s)< 5 (m/s), ta có: Zv=1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5 1,25μm

Do đó ZR=0,95

Với da = dw2 + 2m = 83,1 + 2.2 = 87,1< 700 (mm), KXH=1

    H H Z Z Kv R XH 495,45.1.0.95.1 470,68 Mpa  

Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 trang 108[1], ta có:

trong đó: K Fβ =1,113 bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5)

Theo bảng 6.14 trang 107[1] với v = 1,87 (m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9,

K Fα =1,37

Theo công thức 6.46 trang 109[1], ta có:

w 2 w3 2

1

2

F Fv

F F

b d K

2

1500,006.73.1,87 6,21

2,61

F F

a

g v u

28

1

2.191141,91.1,6.0,572.0,93.3,68

120,07( )60.83,1.2

=>Thỏa mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo 6.48 với Kqt = Tmax/T = 1,9 ta có:

- Vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa theo trang 188 [1] có

σb = 850 (MPa), σch = 580 (Mpa), theo trang 188 [1] ta có [τ]=15÷30 MPa

- Chọn trục I: [τ]=15 (MPa), trục II: [τ]=20 (MPa), trục III: [τ]=25 (MPa)

3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Theo công thức 10.9 trang 188[1], ta có:

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép (MPa)

Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục 1 là trục đầu vào của hộp giảm tốc và

nó được nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó

Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn

cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục

- Đường kính sơ bộ của trục 1: d1 = (0,8…1,2)dđc

Với dđc là đường kính trục động cơ Dk.62-4 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụ lục P1.7/trang 242 (tập 1)_Kích thước động học của động cơ 4A ta có: dđc = 45 (mm)

 Khoảng cách giữa các gối đỡ:

Theo bảng 10.3 trang 189 [1]

hn = 18 – chiều cao nắp ổ và đầu bulong

k1 = 10 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k2 = 10 – khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

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

32

a Trục 2:

- Chiều dài mayơ bánh răng:

Theo công thức 10.10 trang 189 [1]

- Chiều dài mayơ bánh răng:

Theo công thức 10.10 trang 189 [1]

Chiều dài mayer

 Chiều dài mayơ nối với trục đàn hồi theo công thức 10.13 trang 189 [1]:

-Chiều dài mayơ bánh răng:

Theo công thức 10.10 trang 189 [1]

1

59327,

2003, 6( )59

4, 22

là loại máy băng tải, chọn K = 1,5

Thay các số liệu vào (2) ta được: Tt = 1,5.59916,44 =89874,66 (Nmm) Với Tt = 89,874 (Nm) thì dựa vào bảng 16.10a/trang 68 (tập 2), ta có: Do =

36

Moment tương đương theo công thức:

tđC tđA tđD

C

D tđB

3 3

3 3

3 3

0,1.

51379,3

20,3 0,1 0,1.61

55827,1

20,9 0,1 0,1.61

118174, 7

26,86

0 0 0,1 0,1.55

tđ

tđC

tđ

j j

M d

tđ

A B

B

tđC

t

B C đD

3 3

3 3

3 3

0,1.

0 0 0,1 0,1.58

0 0 0,1 0,1.58

42

Moment tương đương theo công thức:

tđB tđ

3 3

3 3

3 3

0,1.

0 0 0,1 0,1.55

A

B C

D B

D

tđ

M d

b Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là:

Theo công thức 10.20 và 10.21 trang 195 [1] ta có:

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Theo công thức 10.22 trang 196 [1]:

c Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

- Trục 1: tiết diện C1 (nơi lắp nối trục); tiết diện D1 (lắp bánh răng)

- Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng C2;D2

- Trục 3: tiết diện lắp bánh răng C3 ; tiết diện D3 (nơi lắp bộ truyền xích)

d

d bt d t W

y x dj

y

K K K

K K K K

K K

Theo bảng 10.10 trang 198 [1] ta được:

Hệ số an toàn s tại các tiết diện nguy hiểm:

2 2

.

j j j

j j

s s

s s với s = 1,5÷ 2,5: hệ số an toàn cho phép

Theo công thức 10.20 và 10.21 trang 195 sách [1] ta có:

Hệ số ,  xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

phụ thuộc vào cơ tính vật liệu ở bảng 10.7 trang 197 [1]:

Rãnh then

Lắp căng

c MPa (Do tải bị va đập nhẹ)

Chiều dài then:

Moment T (N.mm)

d (MPa)

d

(MPa) bxh t1

Trục I 22 6x6 3,5 32 59327,74 67,4 28

28 8x7 4 36 59327,74 39,2 14,7 Trục

II

36 10x8 5 45 191141,91 78,6 23,6

38 10x8 5 50 191141,91 67 20,1 Trục

𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥2 + 𝑅𝐴𝑦2 = √983,12+ 585,52 = 1144,24 (𝑁)

𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥2 + 𝑅𝐵𝑦2 = √754,22 + 178,52 = 775 (𝑁) Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:

𝑉.𝐹𝑟𝐵 = 240,25

1.775 = 0,31 = 𝑒 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 1; YB = 0

=> Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 1689,62 (N)

- Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚

Đối với ổ bi: m = 3

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46305 có các thông số:

𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥2 + 𝑅𝐴𝑦2 = √2835,92+ 435,92 = 2869,2 (𝑁)

𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥2 + 𝑅𝐵𝑦2 = √37682+ 540,272 = 3806,5 (𝑁) Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:

𝑉.𝐹𝑟𝐵 = 1201,56

1.3806,5 = 0,32 > 𝑒 = 0,3 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 0,45; YB = 1,76

=> Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 3827,67 (N)

- Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚

Đối với ổ bi: m = 3

Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46307 có các thông số:

𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥2 + 𝑅𝐴𝑦2 = √1474,462+ 1338,892 = 1991,64 (𝑁)

𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥2 + 𝑅𝐵𝑦2 = √3125,842+ 6660,362 = 7357,4 (𝑁) Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:

𝑉.𝐹𝑟𝐵 = 2207,22

1.7357,4 = 0,3 = 𝑒 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 1; YB = 0

=> Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 7357,4 (N)

- Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚

Đối với ổ bi: m = 3

Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46309 có các thông số:

 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt:

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

𝜎𝑑 = 2𝑘𝑇

𝑍 𝐷0 𝑑𝑐 𝑙3 ≤ [𝜎𝑑] Trong đó: [σd]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy: [σd] = (2 ÷ 4) MPa

K: hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn k = 1,5

- Ta thấy σd = 2,78 MPa thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

- Điều kiện sức bền uốn của chốt:

- Nên ta có: 𝜎𝑢 = 𝑘𝑇𝑙0

0,1.𝑑𝑐3.𝑍.𝐷0 =1,5.59327,74.27,5

0,1.10 3 6.100 = 40,78 < [𝜎𝑢] =(60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎

- Vậy chốt thỏa mãn điều kiện sức bền uốn

Phần 5 Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác:

5.1 Vỏ hộp:

Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết

và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết tránh bụi bặm

Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32

5.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân

Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường

đi qua đường tâm các trục, nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn

Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế

5.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ( bảng 18.1 trang 85 [2])