Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Lời nói đầu Thiết kế và phát triển những hệ thống dẫn động là một trong những vấn đề cốt lõi trong cơ khí , được ứng dụng rộng rãi trong thực tế , một trong số đó là hệ thống dẫn động

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN

Lời nói đầu

Thiết kế và phát triển những hệ thống dẫn động là một trong những vấn đề cốt lõi trong cơ khí , được ứng dụng rộng rãi trong thực tế , một trong số đó là hệ thống dẫn động băng tải mà nhóm em đã thực hiện.Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn Hiểu biết nó và ứng dụng trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với người kĩ sư

Để nắm vững lí thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một người kĩ sư trong tương lai.Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học giúp sinh viên ngành cơ kỹ thuật làm quen với những kĩ năng thiết kế , tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên ngành củng cố kiến thức của các môn học liên quan ,vận dụng khả năng sáng tạo và làm việc theo nhóm

Trong quá trình thực hiện đồ án này , chúng em được sự hướng dẫn tận tính của thầy Ngô Thanh Minh Quốc và các thầy cô trong ngành Cơ Kỹ Thuật , khoa Khoa Học Ứng Dụng.Tuy nhiên trong quá trình thực hiện chúng em không tránh khỏi thiếu sót , chúng em mong tiếp tục được sự chỉ bảo ,góp ý của thầy cô và các bạn

Cuối cùng, chúng em xin chân thành cám ơn các thầy cô đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này

MỤC LỤC

Lời nói đầu 3

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

I Chọn động cơ : 6

1 Thông số đầu vào 6

2 Công suất 6

3 Chọn động cơ: 7

4 Phân phối tỉ số truyền 7

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 10

A Thiết kế bộ truyền xích 10

1 Chọn loại xích : 10

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích : 10

3 Xác định bước xích p , khoảng cách trục 10

4 Kiểm tra độ bền của xích 11

5 Xác định đường kính an toàn các đĩa xích 12

6 Lực tác dụng lên các trục 13

7 Kết luận 13

B THIẾT KẾ BÁNH RĂNG 14

1 Chọn vật liệu: 14

2 Phân phối tỉ số truyền : 14

3 Xác định ứng suất cho phép 14

C TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 17

1 Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 17

2 Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 23

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ TRỤC , LỰA CHỌN THEN, Ổ LĂN 30

I Tính toán trục : 30

1 Chọn vật liệu 30

2 Xác định sơ bộ đường kính trục 30

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

4 Tính chính xác trục và vẽ kết cấu 33

5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục : 45

II Chọn loại khớp nối 64

1 Nối trục vòng đàn hồi 64

2 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt 64

III Chọn loại ổ lăn 65

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP 72

4.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc 72

4.2 Chọn bề mặt ghép nắp và thân 72

4.3 Xác định kích thước cơ bản của hộp giảm tốc 72

4.4 Một số chi tiết khác 74

4.5 Chọn dầu cho hộp giảm tốc 75

KẾT LUẬN: 77

TÀI LIỆU THAM KHẢO 77

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

T2 (moment xoắn )

t

Pcông suất tính toán của động cơ (kW)

 hiệu suất truyền động của động cơ + Với công suất tính toán của động cơ được xác định theo công thức 2.1[1]

- Hiệu suất nối trục nt  1

- Hiệu suất ổ lăn ol  0,99

- Hiệu suất bánh răng br  0,96

- Hiệu suất bộ truyền xích x  0,95

t ct

T T

4 Phân phối tỉ số truyền

+ Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc uhs  10

 Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh u1 theo công thức 3.18[ 2]

3 1

2

2 3 1

Chọn u1 theo dãy tiêu chuẩn trang 99[ 1] => u1 = 4

 Tỷ số truyền của cặp bánh răng thứ 2 ( cấp chậm )

2

1

102,54

hs u u

u

lv hs

n u

I II

n n u

Trục Thông số

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Hệ số răng 01

125

z

z k

 Chọn n01= 50 gần với n1=96 nhất

01 1

50

0, 52196

n

n k n

0 .a dc bt .d c

kk k k k k k Với các hệ số thành phần được xác định theo bảng 5.6[1]

 Đường nối 2 tâm đĩa xích so với đường nằm ngang < 600 => k =1 0

 Theo bảng 5.5[1] , ta chọn bước xích p = 38,1 (mm) ( thỏa điều kiện bảng 5.8 , p=38,1< pmax=50,8 )

2 2

2 2

4 Kiểm tra độ bền của xích

Kiểm tra hệ số an toàn

k F F F

Với:

 Q : tải trọng phá hủy , tra bảng 5.2[1]  Q 127000 ( )N

 Kd : hệ số tải trọng động chế độ làm việc trung bìnhk d 1, 2

 Ft : lực vòng , được xác định theo công thức

1000

t

P F

v

q : khối lượng 1m xích , tra bảng 5.2[1]  q 5,5(kg)

kf = 2 ( bộ truyền nghiêng 1 góc trên 400

5 Xác định đường kính an toàn các đĩa xích

Đường kính vòng chia các đĩa xích được xác định theo công thức 5.14[1]

38,1

740,159( )sin( / z ) sin( / 61)

+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích :

Ứng suất tiếp xúc phải thỏa :

 d

kd : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy xích k d 1 ( vì chỉ có 1 dãy xích )

Fvd : lực va đập trên 1 m dãy xích tính theo công thức

1 1 2

A=395(mm2 ) (tra từ bảng 5.12 [1] ứng với xích 1 dãy và bước xích p= 38,1(mm))

Ta tính được

5 1

5 2

B THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

1 Chọn vật liệu:

+ Ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau

+ Do công suất hộp giảm tốc ở mức Trung bình – nhỏ , nên chọn vật liệu ở nhóm 1, theo bảng 6.1 [1]

+ Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB : 241 285 có

HB S

S , S hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn F

Các ứng suất cho phép của bánh nhỏ (HB=280 )

Theo 6.3[1] ta có

01 6 1

1

02 6 2

2

H HL

HE H HL

HE

N K

N N K

2 1

2 10

0,5.104

HE

HE HE

N

N N

H

K

MPa S

K

MPa S

N

Với : N FO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn,N FO 4.10 6 cho tất cả các loại thép

2 1

1,84 10

0, 46 104

HE

HE HE

N

N N

1

lim 2 2

K K S

MPa MPa

F F

MPa MPa

.u

H a

Chọn aw1160 (mm)theo tiêu chuẩn dãy 1 trang99[1]

b Xác định thông số ăn khớp

Chọn 114,3040

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

2

2 .( 1) .z

b H

2.cos(13, 4244 )

1, 7189(2.20, 59 )

K K

.1

2

H HV

H H

V b d K

  ( tra bảng 6.15 với HB2<350 , răng nghiêng)

g hệ số kể đến các ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 0

bánh 1 và bánh 2, g0 73 ( tra bảng 6.16 : Hệ số kể đến sai lệch của bước răng với m=2, cấp chính xác = 9 )

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Thep công thức 6.1 với v= 3,215 (m/s)<5 (m/s) ,z V 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 R a 2,5 1, 25(m) do

  => Cặp bánh răng cấp nhanh thỏa điều kiện bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Tra bảng 6.15[1] F=0,006

2 2.94545.1, 24.1, 4

F FV

F F

v b d K

T K  K 

Theo 6.45[1] : K F K F.K F.K FV 1, 24.1, 4.1, 088 1,889 2

z z

z z

Y Y

   => bánh răng nhỏ thỏa độ bền uốn

Đối với bánh lớn , theo CT 6.44[1], điều kiện đảm bảo độ bền uốn



 Bánh răng lớn thỏa độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về độ quá tải

Ta có hệ số quá tải max 1

1, 43

0, 7

qt

T K

F F

Kết luận : cặp bánh răng cấp nhanh thỏa điều kiện bền khi quá tải

f Các thông số hình học và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2 Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

Chọn vật liệu : giống cấp nhanh

- Bánh răng nhỏ 3

3

280580

Các giá trị ứng suất cho phép giống cấp nhanh

- Ứng suất tiếp xúc cho phép  H 536 (MPa)

- Ứng suất uốn cho phép  

 34

267, 43( )246,86 ( )

F F

MPa MPa

.u

H a

Chọn aw2 200(mm)theo tiêu chuẩn dãy 1 trang99[1]

 Chiều rộng vành răng bw2 aw2.ba 200.0,31563(mm)

b Xác định thông số ăn khớp

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

2 w2 2 w2

2 .( 1) .z

2.cos

b H

2.cos(14, 77 )

1, 71(2.20, 71 )

2, 05 1

b m

K K

.1

2

H HV

H H

V b d K

T K  K 

0 2

Trong đó : H 0, 002( tra bảng 6.15 với HB2<350 , răng nghiêng)

g0 73 ( tra bảng 6.16 : Hệ số kể đến sai lệch của bước răng với m=2,5, cấp chính xác = 9 )

Từ các hệ số thành phần trên ta tính được độ bền tiếp xúc

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Thep công thức 6.1 với v= 1,24 (m/s) ,z V 1 ,với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 , khi đó cần gia công đạt độ nhám R a 10 40 (m) do đó Z R 0,9với d a  d1 2m z1 2m39.2,5 2.2,5 100  700 (mm) , K XH 1

Do đó :    H  H Z Z K V R XH 536.1.1.0, 9482 (MPa)

 

  => Cặp bánh răng cấp chậm thỏa điều kiện bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

z z

z z

v v

z z

Y Y

2 .

F FV

F F

v b d K

Tra bảng 6.15[1] F=0,006

2 2.359438,125.1,1.1,37

F FV

F F

v b d K

   => bánh răng nhỏ thỏa độ bền uốn

Đối với bánh lớn , theo CT 6.44[1], điều kiện đảm bảo độ bền uốn



 Bánh răng lớn thỏa độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải

Ta có hệ số quá tải max 1

1, 43

0, 7

qt

T K

Theo 6.49[1] 3max 3

111, 06.1, 43 158,82( ) 108,35.1, 43 154,94( )

F F

Kết luận : cặp bánh răng cấp chậm thỏa điều kiện bền khi quá tải

f Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp chậm

Hình 2.3 : Bánh răng nhỏ cấp chậm

Hình 2.4: bánh răng lớn cấp chậm

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ TRỤC , LỰA CHỌN THEN, Ổ LĂN

Trục Thông số

k k

T d



Với

1 2 3

94545(Nmm)359438,125(Nmm)

854028, 646 (Nmm)

T T T

( các thông số trên chọn theo tiêu chuẩn trang 342 [2] )

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

3.1.Chiều rộng ổ lăn và chiều dài may-ơ

Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn theo bảng 10.2 [1]

01 02 03

- Chiều dài may-ơ bánh răng trụ nghiêng (bánh lớn cấp chậm )

3.2 Các kích thước liên quan đến chiều dài trục

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của vỏ hộp k1= 10 (mm) + Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của vỏ 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 Bu lông hn = 15 (mm)

3.3 Xác định khoảng cách các điểm đặt lực

Dựa vào công thức trong bảng 10.4 và hình 10.7 trong sách 1 ta xác định các khoảng cách cho các điểm đặt lực cho trục 2 rồi dựa vào kết cấu của hộp giảm tốc ta xác định khoảng các các điểm đặt lực cho 2 trục còn lại

3.3.1 Trục 2

22 0.5(lm22 02) 1 2 0,5(70 27) 10 10 68,5

tan 2954,531.tan(20,59 )

1145, 458( )(14,304 )

D

Với theo bảng 16.10a , ta chọn D= 100 (mm)

Với: A,B là các ổ lăn

Đường kính bánh răng D11=d1=64 (mm)

Hệ phương trình cân bằng lực trên trục 1

1 1 1

x y y x

M d

Kiểm nghiệm trục then 1:

Điều kiện : ứng suất pháp cho phép 1  

l là chiều dài then t l t100,8.l m12 0,8.6552 (mm)

Thay các thông số trên vào công thức ta được

tan 2954,531.tan(20,59 )

1145, 458( )(14,304 )

Với

2

0 w2

2367, 7 ( )(15, 74 )

00

Xác định Moment tương đương :

Kiểm nghiệm trục then 2

Điều kiện : ứng suất pháp cho phép 2  

l là chiều dài then t l t220,8.l m22 0,8.7056 (mm)

Thay các thông số trên vào công thức ta được

 

 

2 22

22 22

 Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt của then được thỏa mãn

- Tại vị trí lắp bánh răng trụ nghiêng cấp chậm d 23

Ta có b = 14 (mm), h= 9 (mm) t15.5(mm t), 2 3,3(mm)

 d 100 (MPa)  c 60 (MPa)

l là chiều dài then t l t230,8.l m230,8.7056 (mm)

Thay các thông số trên vào công thức ta được

 

 

2 22

22 22

Với: Ft= 5633,2 (N) ( tính ở phần bộ truyền xích )

Kx = 1,05 ( bộ truyền xích nghiêng 1 góc lớn hơn 40 độ so với phương ngang )

Do ta bố trí bộ truyền xích nghiêng so với phương ngang 1 góc 45 độ.Do đó lực tác dụng lên trục 3 được phân tích thành 2 thành phần :

F rx F ry 5914,86.cos(45)4182, 44 ( )N

Với : E,F là các ổ lăn

Đường kính bánh răng trụ nghiêng D32 d4 286 (mm)

Hệ phương trình cân bằng lực trên trục 3 :

Xác định Moment tương đương :

M d

Kiểm nghiệm trục then 3

Điều kiện : ứng suất pháp cho phép 3  

Ta có b = 18 (mm), h= 11 (mm) t17(mm t), 2 4.3(mm)

 d 100 (MPa)  c 60 (MPa)

l là chiều dài then t l t220,8.l m320,8.7560 (mm)

Thay các thông số trên vào công thức ta được

 

 

3 32

3 32

l là chiều dài then t l t34 0,8.l m33 0,8.9072(mm)

Thay các thông số trên vào công thức ta được

 

 

3 33

3 33

 Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt của then được thỏa mãn

5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục :

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

 

j j j

j

s K

j

s K

- 1 : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng Đối với thép cacbon có thể tính gần đúng 1 theo công thức 1 0, 436 b.Với trục làm bằng thép cacbon 45,

- avà a biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp

- m và m trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

-  và hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi , tra theo bảng 10.7[1] với b  850( MPa )

0,1( )

0, 05 ( )

MPa MPa

- Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

5.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trên trục 1

Ta cần kiểm tra tại vị trí nối trục , chỗ lắp ổ lăn và bánh răng

 Kiểm tra tại khớp nối 10

M  M M 

10 10

10

0

a

M W

Tra bảng 10.12[1] đối với trục có rãnh then khi cắt bằng dao phay ngón với b  850( MPa )

=> hệ số của sự tập trung ứng suất K  2,07 , K  1,96

Hệ số tăng bền Ky tra bảng 10.9 [1] => Ky  2,1

Tra bảng 10.8[1] với phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tiện Ra 2,5 0,63 => hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KX  1,1

y x d

y

K K K

K K K K

1,122,1

1,961,1 10,89

1, 0962,1

 Tại vị trí 10 trục đảm bảo độ bền mỏi

 Kiểm tra tại vị trí lắp ổ lăn 12

M  M M    Nmm

12 12

12

a

M W

 

Với W12 là moment cản uốn được tính theo công thức bảng 10.16 [1] tại vị trí trục có tiết diện tròn

12 12

12

41410, 71

271533

a

M W

o

T W

y

K K K

y

K K K

x d

y

K K K

x d

y

K K K

 Tại vị trí 12 trục đảm bảo độ bền mỏi

 Kiểm tra tại vị trí lắp bánh răng trụ nghiêng 13

13 13

13

a

M W

o

T W

  

Với W013 là moment cản xoắn được tính theo công thức tra từ bảng 10.16[1] với trục

có 1 rãnh then

K K K

y

K K K

x d

y

K K K

x d

y

K K K

 Kiểm tra tại vị trí lắp ổ lăn 14

M  M M    Nmm

14 14

14

a

M W

14

0

a

M W

o

T W

y

K K K

y

K K K

x d

y

K K K

x d

y

K K K

 Tại vị trí 14 trục đảm bảo độ bền mỏi

Kết luận : Trục 1 thỏa mãn độ bền mỏi

5.2 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trên trục 2

Ta cần kiểm tra tại vị trí lắp ổ lăn và 2 bánh răng trụ nghiêng, vì 2 ổ lăn có cùng các thông số nên ta chỉ cần kiểm tra mỏi cho ổ lăn 20

 Kiểm tra tại vị trí lắp ổ lăn 20

M  M M    Nmm

20 20

20

a

M W

20

0

a

M W



T W

y

K K K

y

K K K

x d

y

K K K

x d

y

K K K

Ta có :

1 20

 Tại vị trí 20 trục đảm bảo độ bền mỏi

 Kiểm tra tại vị trí lắp bánh răng trụ nghiêng lớn cấp nhanh 22

22 22

22

a

M W

o

T W

1

x d

y

K K K

y

K K K

x d

y

K K K

x d

y

K K K

 Tại vị trí 22 trục đảm bảo độ bền mỏi

 Kiểm tra tại vị trí lắp bánh răng trụ nghiêng nhỏ cấp chậm 23

23 x y 353631,17 123003, 43 374412, 67( )

23 23

23

a

M W

 