thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt.. Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt Hệ đợc dẫn

động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối sẽ truyền chuyển động tới băng tải

nội dung của đồ án đợc chia làm 3 phần

Phần III: Các bản vẽ gồm có.

I Bản vẽ lắp Ao

II Bản vẽ chế tạo A3.

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn

trọng hiệp

- tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn

động cơ khí của PGS.TS-Trịnh chất và TS-lê văn uyển

- Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan songbài làm của em không thể tránh đợc những sai sót Em rất mong

đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để

em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đãhọc hỏi đợc

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn,

đặc biệt là thầy Lê Đắc Phong đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho

em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG

Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những u điểm và nhợc điển nh sau:

* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian vàtrục ra mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợp không khai triển

Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thờng

* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp

giảm tốc tăng do ở cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của động cơ lên

I Chọn động cơ

1.1.1 I Chọn động cơ

a.Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định bằng công thức:

5 1

t

t T T

Công suất tơng trên trục của động cơ là :

P tđ = P lv  / =4,675 0,964 / 0,876 = 5,14 (kW)

b.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Theo công thức (2.8) n sbđc = n lv u sb

+ u sb : là tỉ số truyền sơ bộ

Theo Bảng 2.4 (Trang 21-Tập 1:Tính toán hệ dẫn động cơ khí)

ta sẽ xác định đợc tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần phải có để

đáp ứng đợc nhu cầu của bộ phận kéo tải

u sb = u sbh u sbx

u sbx : là tỉ số truyền bộ truyền xích, chọn u sbx = 3

u sbh : là tỉ số truyền hộp giảm tốc, chọn u sbh = 16

u sb = 3.16=48 + n lv : là tốc độ cần có cuối bộ truyền

n lv = 60000v/z.p = 60000.0,55/11.100 = 30 (v/p)

 n sbđc = 30.48 = 1440 ( v ph)

Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph)

hệ dẫn động cơ khí) Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : K132M4

đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ truyền

Các thông số kĩ thuật của động cơ K132M4 nh sau :

n

n

U

Chọn Uxich = 3  Uhộp = 48,16/3 = 16,05 ;

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: U h U1.U2

Trong đó - U1 là tỉ số truyền cấp nhanh

nIII = 90

26 , 3

3 , 294

07 , 5 10 55 ,

516800 1488200

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng

ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền thờng gặp phải là tróc mỏi

bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm

xuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác

định giá trị ứng suất giới hạn [H] cho phép Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C50 thờng hoá có các thông số

kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 179  228; b1 = 640 MPa ; ch 1 = 350 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 180.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 thờng hoá có các thông số về

vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

lim H lim

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.

, 2 4

, 2 2

6 4

, 2 4

, 2 1

10 7 , 6 170

30

30

10 7 , 7 180

30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

T / T  t n

c 60

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

T / T  t n

7 3

3

8

3 ) 9 , 0 ( 8

5 1 10000 3 , 294

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 430

1 lim

H HL

o H H

1 410

2 lim

H HL

o H H

F

xF S R lim F F

- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng

- KxF là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1    F   F lim / S F

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:

FL o

lim F lim

F   K

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định 

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

T / T  t n

c 60

7 6

6

8

3 ) 9 , 0 ( 8

5 1 10000 3 , 294 1

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1 424

1 lim

F FL

o F F

1 306

2 lim

F FL

o F F

a1  49,5 (u1 + 1)

 

3

1 2

1

.

.

a H

H

u

K T

1 202 , 1 34900 3

M

U b

U K T d

Z Z Z

.

) 1 (

2

2 2

 = 1,88 – 3,2 1 , 69

103

1 21

1 2 , 3 88 , 1 1 1 2 1

.

26 , 1 1 202 , 1 34900

2

5 , 52 70 52 , 6 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o H H

H H H Hv

) 1 9 , 4 (

51 , 1 34900 2 5

, 52

877 , 0 76 , 1 274

Vậy [H] = 373.1.1.1 = 373 MPa

Do H = 298 < [H] =335 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bềntiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Do

m d b

Y K T 2

1

1 F F 1 1

00 , 4 22

2 2

1 1

F F

Y Z

Y Z

Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán )

.

13 , 2 1 222 , 1 34900

2

8 , 60 76 94 , 20 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F F

F F F Fv

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

00 , 4 6 , 2 34900

2

.

2

1

1 1

m d b

Y K

MPa MPa

F F

F F

179 57

189 63

1 2

1 1









7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc

đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp

bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân

răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại

F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và

F

qt H

max

H

K K

, 1 57

.

2 80

9 5 5

, 1 63

.

9 80

36 5 5

, 1

2 98

ma x 2

2

ma x

m ax 1

1

ma x

m ax 1

1

ma x

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H

q t H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn

toàn đảm bảo đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C50 thờng hoá có các thông số

kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 179  228; b1 = 640 MPa ; ch 1 = 350 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 180.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 thờng hoá có các thông số về

vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

lim H lim

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

KHL= 6

HE

HO N N

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 2

6 4

, 2 4

, 2 1

10 7 , 6 170

30

30

10 7 , 7 180

30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

T / T  t n

c 60

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

T / T  t n

7 3

3

8

3 ) 9 , 0 ( 8

5 1 10000 90

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 430

1 lim

H HL

o H H

1 410

2 lim

H HL

o H H

F

xF S R lim F F

- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng

- KxF là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1    F   F lim / S F

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:

FL o

lim F lim

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép.Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

T / T  t n

c 60

NFE  i  i max mF i i

Với mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:

T / T  t n

7 6

6

8

3 ) 9 , 0 ( 8

5 1 10000 90 1

1 4 3

FE

FE

N N

U N N

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng

nh sau:

75 , 1

1 424

1 lim

F FL

o F F

1 306

2 lim

F FL

o F F

a2  43 (u2+ 1)

 

3

1 2

2

.

.

a H

H

u

K T

= 1,025 (Sơ đồ 5).

26 , 3 382 25 , 0

025 , 1 82250 3

cos

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

 = arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(2,5.115/(2.210)] =

34,770

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 490,9 (MPa)

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z





;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

8214 , 0 2 795

, 47 sin

77 , 34 cos 2 2

60000

112 84 14 , 3 60000

n d

động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : KH = 1,13

005 , 1 13 , 1 1075 , 1 217433

2

84 62 52 , 0 1

K K T 2

d b 1

K

o H H

H H 1

1 Hv

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  H = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KH = 1,1075

 KH = KH.KHV KH =1,1075.1,005 1,13 = 1,26

4 62

) 1 4 (

26 , 1 217433

2 84

845 , 0 489 , 1 274

Với v =0,387 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác

động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 1040 m Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa

Nhận thấy rằng H = 431,36 (MPa) < [H] = 441,81 (MPa) do

đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền

do tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

/(cos Z Z

7 , 3 Y 41 ) /(cos Z Z

2 3

2 2

td

1 3

1 1

009 , 1 37 , 1 2225 , 1 217433

2

84 62 28 , 1 1

K K T 2

d b 1

K

o F F

F F 1

1 Fv

60000

112 84 14 , 3 60000

n d

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF =

84 62

7 , 3 752 , 0 714 , 0 69 , 1 217433

2 m

d b

Y Y Y K

92 , 90

MPa 14 , 257 MPa

45 , 93

1 F 2

F

1 F 1

F

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất

tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn

ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác

F

ch max

H

8 , 0 8 , 2

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗ bánh đợc

8 , 0

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H

max

H

K K

MPa 29

, 127 4

, 1 82 , 90 K

.

MPa 464

MPa 83

, 130 4

, 1 45 , 93 K

.

MPa 1260

MPa 39

, 510 4

, 1

431, 36 K

.

m a x 2

F

q t F

2

m ax F

m ax 1

F

q t F

1

m ax F

m ax 2

H

q t H

ma x H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn

toàn đảm bảo đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

db2 = d2 cos  = 335,992 cos

20 = 315,729 mm

III tính toán thiết kế trục

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với

sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu đểchế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí

điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa đợc thuận lợi hơn Tại các tiến diện thay đổi đờng kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

 

3

2 , 0

T d



Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [] xuống

* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

  0 , 2 ( 12 30 ) 24,7 33,52

90384

2 , 0

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là d n = 30 mm

* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác

2 , 0

b mm

65 d

mm 25

b mm

45 d

mm 19

b mm

30 d

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tới kích thớc của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta phảixác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để

b 0

21

63,5 142

284 220,5

lm23 = (1,2  1,5) d2 = (1,2  1,5).50= 60  75 mm ; chọn

lm23 = 75 mm

lm22 = lm24 = (1,2  1,5)d2 = (1,2 1,5).45= 54  67,5 mm ;chọn lm23 = 62 mm

- b1,b3 lần lợt là chiều rộng của bánh răng nghiêng

- lm23 là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng thẳng

- k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau

- k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp

- k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp

- hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Tiến hành tra Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc k1 = 10 và k2 = 10 mm; k3 = 10

Vậy khoảng côngxôn để lắp bánh đai trên trục vào là:

lc11 = 0,5.(bo1 + lm11 ) + k3 + hn = 0,5( 19 + 70 ) + 10 + 20 = 74,5 mm

Còn khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là:

lc11 = 0,5.(bo1 + lm33 ) + k3 + hn = 0,5( 33+127 ) + 10 + 20 =

110 mm

2 Xác định các lực qua bánh rằng tác dụng lển trục.

Căn cứ vào sơ đồ làm việc ta có sơ đồ lực đặt lên các chi tiết

trong HGT (mm).Hình 2)

* Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng đợc chia làm ba thành phần:

Ft: Lực vòng; Fr: Lực hớng tâm; Fa: Lực dọc trục;

Trong đó các giá trị lực đợc xác định nh sau:

Ft2 = Ft1 = 2869

63

90384 2 d

T 2