Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng côn thẳng và bộ truyền đai

Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng côn thẳng và bộ truyền đai

Lời Nói Đầu

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn họcnày không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối vớicác kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyênngành sẽ được học sau này

Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốcbánh răng côn răng thẳng và bộ truyền đai Trong quá trình tính toán và thiết kế cácchi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau:-Chi tiết máy tập 1 và 2 của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp

-Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và TS

Lê Văn Uyển

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết cònhạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn cóliên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót.Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môngiúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập

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

Lê Huy đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn thành tốt nhiệm vụ

được giao Em xin chân thành cảm ơn!

Muc Luc

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 4: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Thông số đầu vào : 1 Lực kéo băng tải F = 470 N

P P

η

=

Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác

Pyc : Công suất trên trục động cơ

Hiệu suất của bộ truyền:

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : 0,97

Hiệu suất của khớp nối: ηkn =

1

1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ

1.1.3.Chọn động cơ

Từ Pyc = 1,01 kW & ndc = 1000 v/ph

Chọn động cơ Việt Hung :

Động cơ không đồng bộ 3 pha

Kiểu động cơ Pđc (KW) η dc ( /v ph)

1.2.Phân phối tỉ số truyền

1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Theo tính toán ở trên ta có:

dc

n =

950 (v/ph)

nlv = 82,34 (v/ph)

Tỉ số truyền chung của hệ thống là :

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong br

u

= 4

1.3.Tính các thông số trên các trục

1.3.1.Số vòng quay

Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 950 (vg/ph)

Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là:

Số vòng quay thực của trục công tác là:

1.3.2.Công suất

Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 0,912 (kW)

Công suất trên trục II là :

Công suất trên trục I là :

Công suất thực của động cơ là:

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên trục I là :

Mômen xoắn trên trục II là :

Mômen xoắn trên trục công tác là:

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :

1.3.4.Bảng thông số động học

Thông

dc dc

dc o

2.1.1.Chọn loại đai và tiết diện đai.

Chọn đai sợi tổng hợp sợi capron trên cốt vải chéo hai sợi ngang, phủ bằng nhựa natrit

Chiều dài đai :

B

ta chọn L theo tiêu chuẩn :ChọnL= 2360( )mm

Số vòng chạy của đai trong1 s( )

1 2

120350

( 2 8 2) (/ 4 1621,72 1621,72 8.115 / 4 802,62 2)

Trong đó:

1 2 120 350

d d l

350 120

802, 6

d d a

B

: Kd = 1,5Ứng suất cho phép có ích:

[ ] [ ]σF = σF 0 .C C Cα v 0

=9,07.0,94.1,03.1=8,78 MPaĐối với đai sợi tổng hợp, bộ truyền tự căng và ( = 0,01 > 1/80

Ta chọn MPa Theo bảng 4.9 ta có k1 = 11,4, k2 = 233, do đó

[]0 = 11,4 – 233.1,2/120 =9,07 MPa

Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 Với góc α1 = 1630

Xác định theo

[ ]

4.10 1 57

B

: bộ truyền căng đai tự động C0 = 1

B

: ta lấy b = 50 (mm)Chiều rộng bánh đai: B = 60 (mm)

2.1.5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu :

0 7,5.1, 2.50 450

o

F =σ δ b= =

NLực tác dụng lên trục :

Fd = 2.Fo.sin(α1/2) = 2.450.sin(163,66/2) = 890,86 (N)

2.1.6 Bảng thông số

2.2.Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn thẳng

Thông số đầu vào:

0 lim

F

Z Z K K S

Y Y K K S

σσ

σσ

Chọn sơ bộ:

11

1,8

H F

HB HB

σσ

σσ

H

F

H m HL

HE F m FL

F

N K

N N K

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc Do bánh răng

7

7 1

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

0 lim1

1 0 lim 2

2 0 lim1

1 0 lim 2

1,1 459

1,75 432

H F

F F

σσ

σσ

σσ

2.2.2.3 Xác định chiều dài côn ngoài

Theo công thức (6.15a):

[ ]

1 2

▪T1 là mômen xoắn trên trục chủ động T1= TI = (N.mm)

▪[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 500( MPa)

▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánh

răng côn răng thẳng làm bằng thép =>

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng

6.21[1]

113

B

với

.2

be be

K u

K =

−

0,57-Sơ đồ bố trí là sơ đồ I

- HB <350

-Loại răng thẳng

-Ta được

1,13

1, 25

H F

K K

β β

R d

26, 46 1,75

m tm

Với bánh răng côn răng thẳng và v = 0,798 (m/s) tra bảng [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.

Chọn YR = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

2.2.4.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

2.2.4.1.Kiểm nghiệm răng về độ tiếp xúc.

2 1

2 1

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bánh răng làm bằng thép Tra bảng[ ]

106

B

Với x1+x2=0 và được suy ra ZH=1,76, β = 0o

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng :

4 3

B

: KHβ = 1,13

KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1 1

.1

H m Hv

H H

b d K

Với chiều rộng vành răng b = Kbe.Re = 0,25.103,07 = 25,76

Vận tốc trung bình của bánh răng:

Tra bảng

[ ]

6.13 1 106

B

,

[ ]

6.16 1 107

B

ta được :

0,00473

H o

,721,170

=> Không thỏa mãn điều kiện bền

Ta tăng Re = 120 mm và tính toán lại

R d

50,925

23,36 2,18

m tm

Vận tốc trung bình của bánh răng:

Với bánh răng côn răng thẳng và v = 0,939 (m/s) tra bảng [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9

Tra phụ lục 2.3/250[1], với: + CCX = 9

+HB < 350

+v = 0,939 (m/s)

Nội suy tuyến tính ta được:

Chọn YR = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

2.2.4.2.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

a Kiểm nghiệm răng về độ tiếp xúc.

2 1

2 1

ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Tra bảng

6.12 [1]

106

B

Với x1+x2=0 và được suy ra ZH=1,76, β = 0o

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng :

4 3

B

: KHβ = 1,13

KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1 1

.1

H m Hv

H H

b d K

T K β K α

ν

= +

Trong đó

1.( 1) m

Với chiều rộng vành răng b = Kbe.Re = 0,25.128,85 = 32,2

Vận tốc trung bình của bánh răng:

Tra bảng

[ ]

6.13 1 106

B

,

[ ]

6.16 1 107

B

ta được :

0,00473

H o

2 1

F

F F F

F F

MPa MPa

σ σ

=





trong đó Yɛ là hệ số kể sự trùng khớp của răng:

Yβ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng Do là bánh răng thẳng: Yβ = 1

c δ c

2 2

Tra bảng:

[ ]

6.20 1 112

1

σF2=69,86 MPa< [σF2] = 246,86 Mpa

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.2.5 Các thông số hình học của cặp bánh răng:

- Đường kính vòng chia ngoài :

(5,5 3, 45) 2,05( )(5,5 1,55) 3,95( )





2.2.6 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng thẳng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Môdun vòng ngoài m te 2,5

Chiều cao răng ngoài h e 5,5

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 3.1 Tính toán khớp nối

Thông số đầu vào:

3.1.1 Chọn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:

cf

t kn cf

T d

τ

Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

[ ]

16.1

258

Tra bảng

[ ]

16.10a

2 68

B

với:

63( )

cf kn

3.1.2.Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện

a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi

[ ]

0 0 3

2 .

[ ]

1 3

0 0

0,1 .

- Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy [ ]σu = (60 80) ÷ MPa;

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

3.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd = 890,86(N)

T d

τ

=

, trong đó:

TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI =27812,72(N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 20 (MPa)

3 1

- Với trục II: 2 3 [ ]

0, 2

II sb

T d

τ

=

TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 106884,8 (N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 30 (MPa)

sb sb

B

với:

1 2

3.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài may-ơ bánh răng côn

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

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng

[ ]

10.3 1189

B

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm;

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

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15 mm

Chiều dài công xôn từ gối đỡ 0 đến tiết diện lắp bánh đai

Với trục I : l12 = −l c12 =0,5(l m12 +b01) + + =k3 h n 0,5 30 15 15 15 52,5( + ) + + = mm

Chọn l12 = 60 mm

Khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục I

Trục II:

3.3.2 Tính và vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoắn Tính đường kính các đoạn trục theo momen tương đương.

0 1

1

90,12 0

218.155 90,12.50 360,38 0

Do đó M23 = 61544,25 (Nmm) (Nmm)

Biểu đồ mômen lực tác dụng lên trục II:

-Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.

với[ ]σ

=63 N/mm2 tra bảng

[ ]

10.51195

B

-Tại tiết diện lắp bánh răng:

23 3 [ ]23 3 111129, 26

26,0( ) 0,1 0,1.63

-Tại tiết diện lắp ổ lăn:

-Tại tiết diện lắp khớp:

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:

Suy ra ta chọn được:

Tại tiết diện lắp bánh răng: d23= 35 mm

Tai tiết diện lắp ổ lăn :d21= d12 =30 mm

Tại tiết diện lắp bộ truyền ngoài d22 = 25 mm

3.4.2.Chọn then và kiểm nghiệm

+Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục

Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng dựa vào

bảng

[ ]

91

1173

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rãnh

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

Chọn số then bằng 1 tại các vị trí lắp bánh răng và bộ truyền ngoài

a Tại tiết diện 2-3 (tiết diện lắp bánh răng)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8÷0,9)lm23=

(0,8÷0,9).40 =32÷36 mm chọn t

l

=32 mmVới then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

[ ]σ d = 100MPa

[ ]τ c = ÷20 90MPa

Công thức (9.1) ta có:

→ thỏa mãn điều kiện

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):

→ thỏa mãn điều kiện

b Tại tiết diện 2-2

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn

-Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng:

MPa

b 0,436.600 261,6

436,0

j

j j

j

d

t d bt d

W

.2

.32

−

=π

(trục có một rãnhthen)

Nên:

j

j j

j j

j j

aj

d

t d t b d

M W

M

.2

32

σ

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động ta có :

oj

j j

j

d

t d bt d

W

.2

.16

j oj

j j

aj mj

d

t d bt d

T W

T

.2

.16

2

2

1 1

3

max

π

τττ

Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm.Ta có:

Tại tiết diện 2-3:

m

Tại tiết diện 2-0:

3 0

30

32π

3 020

*Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục II ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng và tiết diện lắp ổ lăn Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

[ ] s s

s /

s

.

s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5÷2,5

sσ , sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

Trong đó :σ-1, τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng σa, τavà σm, τm

là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn sơ bộ kiểu lắp H7/k6 theo bảng

[ ]

10 11

1198

Ứng suất uốn biên :

x

M W

τ =

Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là :

1.

với σ =b 600(MPa)

Hệ số an toàn tổng

[ ] s s

s / s.

+

151,73

13,461,64.6,87 0

+Với d1sb= 25 mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắp khớp nối : d10=25 mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d =d = 30mm

-Tại tiết diện lắp bánh răng : d12 = 25 mm

+Chọn then:

Trên trục I then được lắp tại vị trí bánh răng (vị trí 3) và khớp nối (vị trí 2)

Tra bảng 9.1a [173/TL1] với d12 = 25 mm, d13 = 25 mm ta chọn then có:

h mm

Chiều sâu rãnh

t1

mm

Chiều sâu rãnh t2

mm

Bán kính góc lượn của rãnh min, mm

Bán kính góc lượn của rãnh max, mm

3.5 TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

3.5.1.Chọn ổ lăn cho trục II

3.5.1.1.Chọn loại ổ lăn

Phản lực hướng tâm lên các ổ là :

+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng

+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng

Đảo chiều lực khớp nối β = 1800 khi đó các phản lực Fx thay đổi, ta xác định được cácgiá trị mới của Fx

1373,66 116,98

x x

F F

= −



⇒  = −

Khi đó

Ta chọn ổ lăn theo trường hợp này

Lực dọc trục: Fa1 =360,38 N

Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng côn chọn ổ đũa

côn 1 dãy tra bảng P2.11 và dựa vào đường kính ngõng trục là d=30 mm ta chọn sơ

bộ đũa côn cỡ trung

C1

mm

Tmm

rmm

29,9

3.5.1.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn

Bố trí dạng chữ O

Tính và kiểm nghiệm khả năng tải trọng của ổ

Theo bảng 11.4 với ổ đũa đỡ chặn e 1,5.tan= α =1,5.tan13,5 0,36=

Theo 11.7 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ

ta chọn được :

X0 = 1

Y0 = 0+Xét F1a / V Fr1 = 75,59/1.253 = 0,29 <e

Nội Suy ra ta được :

Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 1705,11 N

3.5.1.6 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

L: Tuổi thọ của ổ đũa côn Với Lh= 11000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n2.60.10-6 = 11000 82,29 60 10-6 = 54,31 (triệu vòng)

Q = 1705,11 N

Cd =

10 3

1705,11 54,31 5, 65kN=

< C = 40 kNThoả mãn điều kiện tải động

3.5.1.7.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

B

ta được

0 0

Tra phụ lục 2.12/I-262 với ổ cỡ trung ta chọn ổ bi đũa bi đỡ chặn có kí hiệu 7306 có

C1

mm

Tmm

rmm

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03Re + 3 = 0,03.128,86 + 3 = 6,86(mm) > 6 mm

Chọn δ = 7(mm)

δ1 = 0,9.δ = 0,9.7 = 6,3 (mm)chọn δ1=7 (mm)

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8÷1)δ = 5,6÷ 7 mm Chọn e = 6 (mm)

h< = 5.δ =5.7=35khoảng 20

Đường kính:

Chọn d1 = 16 (mm)

d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,2÷12,8 mm chọn d2 = 12 (mm)

d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mmchọn d3 = 10 (mm)

d4 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d4 = 8 (mm)

d5 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2chọn d3 = 6 (mm)

S4 = (0,9÷1)S3 = 14,4÷16 mmchọn S4 = 16 (mm)

K3 = K2 - (3÷5) = 40- (3÷5)= 37÷35 mmchọn K3 = 37 (mm)

Trục II: D=72 mm = 72 +2.8 = 88 mm

= 72 +|4,4.8 = 107,2 mmChọn D3 = 108 mm

K2 = E2+R2+(3÷5)=20+16+4=40 (mm)

E2 = 1,6d2 = 1,6.12=19,2(mm)chọn E2 = 19 (mm)

R2 = 1,3d2 =1,3.12=15,6 (mm)chọn R2 = 16 (mm)

Chọn h = 47,5 (mm)Mặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần lồi

1,1)d2=(22,4÷

27,2)chọn S2=25 (mm)

K1 = 3d1 = 3.16=48(mm),

q ≥ K1 + 2δ =48+2.7= 62 (mm)Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên

đỉnh hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng

[ ]

18.5292

1

C

(mm)

K(mm)

R(mm)

Vít(mm)

Sốlượng

`