Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trang 1

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một

kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.Thông qua đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức

cho sinh viên, em đã được giao đề tài:THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên Nguyễn Văn Huyến Nhiệm vụ của

em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyềnđộng đến băng tải

Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa Cơ Khí, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báucho việc hoàn thành đồ án môn học này

Hưng Yên, tháng 04 năm 2018

Sinh viên

GVHD : Nguyễn Văn Huyến

Trang 2

Mục lục

Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:

- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

- Phần II : Tính toán bộ truyền ngoài

: Tính toán bộ truyền đai

: Tính toán bộ truyền bánh răng

: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục

- Phần IV: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác

- Phần V : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép

Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2 Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy

Trang 3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

- Công suất làm việc trên trục tang quay (trục máy công tác)

Theo công thức 2.11 tài liệu [I]

Trong đó:

F=2000N Lực kéo băng tải

V=1,2m/s Vận tốc băng tải

- Công suất tương đương

β: hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều

_Do động cơ hoạt động trong trường hợp làm việc dài hạn để đảm bảo

động cơ hoạt động tốt thì:

Với β= là hệ số tương tương

Theo biểu đồ ta có : = 1,4T = T = 0,8T

= 2s = 14400s = 14400s= 28800s

Do tm quá nhỏ nên chúng ta có thể bỏ qua

Thay số liệu vào biểu thức trên ta tính được hệ số tương đương:

= = 0,905

Suy ra ;

- Công suất cần thiết trên trục động cơ

η: hiệu suất truyền động

là hiệu suất của các bộ truyền

Theo đề bài thì:

Trang bảng 2.3 tài liệu [I]

Trang 4

hiệu suất một cặp ổ lăn

hiệu suất một cặp bánh răng

hiệu suất bộ truyền xích

hiệu suất bộ truyền đai

hiệu suất của khớp

Vậy

Công suất cần thiết trên trục động cơ

- Số vòng quay trên trục tang quay ( trục máy công tác )

Trong đó:

V=1,2 m/s Vận tốc băng tải

D=300 mm Đường kính trục tang quay

- tỉ số truyền toàn bộ của hệ dẫn động

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Chọn động cơ

Bảng thông số động cơ

Trang 5

Kiểu động cơ

Công suất p(kw)

Vận tốc quay n (v/ph)

số vòng quay của động cơ đã chọn v/ph

vòng quay của trục tang quay (trục máy công tác ) v/ph

- Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền

Tra bảng 2.4 tài liệu [I]

Trang 6

- = = 2,38.(0,992)2 0,92 =2,15 kW

Theo công thức sau trang 49 tài liệu [I]

P n

=9,55.106 = 26923,8(Nmm)Trục 2:

TII = 9,55.106

II II

P n

= 9,55.106 = 100910,14(Nmm)Trục làm việc:

Trang 7

n (v/p) 2838 900,95 225,24 76,09

T (Nmm) 8648,17 26923,8 100910,14 269844,9

2

Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

A–TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

- Các thông số của động cơ tính toán:

ndc = 2922 (vòng/phút) ; Pdc =2,57 kW ;

Căn cứ vào hình 4.1 trang 59[1]- Chọn loại tiết diện đai thang thường loại A trong bảng 4.13 trang 59[1] Theo đó, thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

Loại đai Ký

hiệu

Kích thước tiết diện Diện tích

tiết diện A(mm2)

Đườngkính bánhđai nhỏ d1

(mm)

Chiều dàigiới hạn l(mm)

bt B h y0

Trang 8

40 0

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang

1.2 Xác định thông số bộ truyền đai

π

(c.t trang 60 [1])Thay số ta được:

Trang 9

= 1

→ a=1 d2 = 1 450 =

450 mmKiểm tra điều kiện của asb :

0,55(d1 + d2) + h ≤ a≤

2(d1 + d2)

0,55(d1 + d2) + h = 0,55(140+450) + 8= 332,5

2(d1 + d2) = 2(140+ 450 ) = 1180

→a sb thỏa mãn điều kiện

c Tính chiều dài đai

Theo CT 4.4 [I]

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

= =1879,7 (mm)

Theo bảng 4.13 [I] chọn chiều dài tiêu chuẩn l =2240 mm =2,24 m

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:

Trang 10

P

.

+ P1 - Công suất trên trục bánh đai chủ động PI = Pđc = 2,57kW

Trang 11

+ Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải êm, làm việc 1 ca (Bảng 4 7 - trang 55 [1]), ta chọn Kđ =1,1

+ - Tra b ng 4.19 tài li u [I]-Trang 62 ả ệ v i ớ :

=>1,07 - h s k đ n nh hệ ố ể ế ả ưởng c a chi u dài đai.ủ ề

- Tra b ng 4.17 tài li u [I]- trang 61ả ệ :

- h s k đ n nh hệ ố ể ế ả ưởng c a t s truy nủ ỉ ố ề

-Tra b ng 4.18 trang 61:ả

V i z = = = ớ 0,68 , áp d ng công th c n i suyụ ứ ộ :

 Cz= 1(H s k đ n nh hệ ố ể ế ả ưởng c a s phân b không đ u t i ủ ự ố ề ả

tr ng cho các dãy đai)ọ

V i các thông s đã tính đớ ố ượ ởc trên, thay vào công th c 4.16 tài li u [I]- ứ ệtrang 60 ta được :

t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3 mm

Vậy: B = (z - 1)t +2e=(1-1)15 + 2.10 =20 mm

Trang 12

* Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức:

1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

* Xác định lực căng ban đầu:

áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:

v đ

đ đc

z C v

K P

.

780

α

Fv :Lực căng do lực li tâm sinh ra.

Định kì điều chỉnh lực căng nên ta có:

Trang 13

Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1

Lực tác dụng lên trục Fr (N) 313,04

Trang 14

Từ số răng của đĩa nhỏ ta tính được số răng của đĩa lớn:

z2 = ux.z1

= 2,94.25 = 73,5 ≤ zmax= 120mm

Chọn z2 = 75 răng

3 Xác định bước xích p.

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề

Nó phải thỏa mãn điều kiện:

Pt = P.k.kz.kn ≤ [ P]

Trong đó:

+ Pt – Công suất tính toán

+ P – Công suất cần truyền P = 2,38kW

+ [P] – Công suất cho phép

= = 1,77+ k được tính dựa vào công thức:

k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc

Trong đó:

+ ko – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền ko = 1+ka – Hệ số kể tới ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích ka = 1

+kđc – Hệ số kể tới ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.kđc

= 1

+kbt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn kbt = 1,3+kđ – Hệ số tải trọng động, kể tới tính chất của tải trọng kđ = 1+kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của tải trọng kc = 1

Trang 15

→ Lấy số mắt xích chẵn xc = 140

- Tính chính xác lại khoảng cách trục:

a ∗ = 0,25p{ x c – 0,5(z 2 + z 1 ) + } = 0,25.25,4.{ 140– 0,5(75 + 25)+}

df1 = d1 – 2r =202,65– 2.8,03 = 186,59 mm

df2 = d2 – 2r = 606,55– 2.8,03 = 590,49 mm

6 Kiểm nghiệm xích về độ bền.

a Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn s

Trang 16

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, ta cần kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số

an toàn:

s = Trong đó:

+ Q – Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 – tr.78 – TTTKHDDCK tập 1 ta có Q =56,7 kN = 56700 N Khối lượng một mét xích q12,6 kg

+ kđ – Hệ số tải trọng động kđ = 1

Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:

v = = = 2,38 m/s+ Ft– Lực vòng Ft = = 1000N

+ Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v2 = 2,6 2,382 = 14,72 N

+ Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

k

Q

+ + 0

.

= =54,34≥ [s]

Theo bảng 5.10 với n01 = 400 v/p, [s] = 9,3 Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.

+ Kđ– Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,1 vừa

+kr – Hệ số kể tới ảnh hưởng của số răng đĩa xích

kr1 = 0,42 kr2 = 0,21+ E – Môđun đàn hồi E = với E1 và E2 lần lượt là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa Chọn E = 2,1.105 MPa

+A – Diện tích chiếu của bản lề

Trang 17

Dựa vào bảng 5.12 – tr.87 ta chọn được A =180 mm2(với xíchcon lăn một dãy )

 = 0,47. = 329,78MPa

= 0,47. = 232,82 Mpa,

Theo bảng 5.11- tr86 – TTTKHDĐCK tập1ta chọn được [σH] = 550 Mpa

Như vậy: σH1 = 329,78MPa < [σH] =550 MPa ;

Với kx = 1,15 do bộ truyền nằm nghiêng một góc dưới400

Ft : Là lực vòng; Ft =1000N

 F r = 1,15.1000= 1150 N

8 Bảng thông số bộ truyền xích.

Trang 18

Vật liệu đĩa xích Thép 45 tôi cải thiện

III Bộ truyền bánh răng.

* Thông số đầu vào:

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp chịu công suất nhỏ,

ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn

HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng ăn mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị

HB1 ≥ HB2 + (10…15)HBTheo bảng 6.1 – tr 92 – TTTKHĐCK tập 1, ta chọn :

+ Bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

Trang 19

Thép 45 tôi cải thiện

+ ZR – Hệ số xét tới độ nhám của bề mặt răng làm việc

+ ZC – Hệ số xét tới ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ YR – Hệ số xét tới ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS – Hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức trên trở thành:

[σH] =

[σF] =

Trang 20

+ KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ xét tới ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền Chúng được xác định theo công thức:

KHL =

KFL = Trong đó:

+ mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = 6, mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350

+ NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Trang 21

+ NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

độ i của bánh răng đang xét

+ Tmax – Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét

→ [σH] =( [σH1] + [σH2] )/2=488,17 MPa< 1,25.[σH2]=593,175 MPa

[σF1] = = 247,94MPa[σF2] = = 232,45 MPa

- Ứng suất quá tải cho phép tính theo công thức (6.13) và (6.14) – trang 95,96 – TTTKHDĐCK tập 1:

[σH1]max = 2,8 552 = 1545,6 MPa[σH2]max = 2,8 522 = 1461,6MPa[σF1]max = 0,8 433,8 = 347,04 MPa[σF2]max = 0,8 406,8 = 325,44 MPa

Trang 22

3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục.

- Khoảng cách trục được xác định theo công thức:

aw= Ka(u+1)Trong đó:

+ Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

- Tính lại β theo công thức 6.32-tr 103-TTTKHDĐCK tập 1, ta có:

Trang 23

8,1 ( thỏa mãn điều kiện β= 8 … 200 đối với răng nghiêng).

- Hệ số dịch chỉnh x1, x2:

Dùng bánh răng không dịch chỉnhvới x1= x2=

*Theo các công thức trong bảng 6.11-tr 104-TTTKHDĐCK tập 1, ta tính được:

Trang 24

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng:

là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38b-TTTKHDĐCK tập 1:

+ hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc, theo công thức 6.39-TTTKHDĐCK tập 1:

Trang 25

hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15:

hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2, tra bảng 6.16:

– chiều rộng vành răng

Vậy

Trang 26

6 Kiểm nghiệm độ bền uốn.

- Đảm bảo độ bền uốn cho răng phải thỏa mãn điều kiện sau, theo công thức 6.43-TTTKHDĐCK tập 1:

Trong đó:

+ mômen xoắn trên bánh chủ động

+ môđun

+ chiều rộng vành răng

+ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang

+ hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

+ hệ số dạng răng của bành 1 và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và

hệ số dịch chỉnh,tra bảng 6.18-tr 109-TTTKHDĐCK tập 1 với:

Trang 27

+ hệ số tải trọng khi tính toán uốn:

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

Trang 28

+ hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

+ hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn

Với

Vậy:

Ta thấy:

→ Bánh răng đủ bền về uốn

7 Kiểm nghiệm quá tải.

-Kiểm nghiệm răng quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại theo công thức 6.48-TTTKHDĐCK tập 1

→ Bánh răng đảm bảo điều kiện về quá tải

Trang 29

9 Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

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 thường hoá có cơ tính như sau

σb= 600 Mpa; σch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

1.2.Tính toán thiết kế trục:

Trang 30

a Xác định tải trọng tác dụng lên trục

y

z x

Frxy

Frxx

Ft1 Fr2 Fr1

Frdx Frdy Ft2

Trang 31

d ≥

3 ] [ 2 ,

T

(mm) (10.9 T188)

T: Momen xoắn trên trục

[τ]: Ứng suất xoắn cho phép , [τ] = (15-30)

-Đương kinh sơ b truc I: ộ

c Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực:

Dựa vào bảng (10.2) xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 từ đường kính trục

Trang 32

-Chiểu dài moayơ bánh răng trụ trục I:

d Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

Ta có sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 1 như sau :

l11

l12 k2

k2

hn

Trang 34

0 tdσ

M

(10.17)Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức10.16-tài liệu 1 :

Trang 35

- Mô men uốn M

D x

= M

D y

= 0

- Mô men xoắn M

D z

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC ==23,87 (mm);

- Do mặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là:

Trang 36

DC = 23,87 + 0,04 23,87 = 24,82(mm); ta chọn dC = 30 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng A:

- Mô men uốn Mx = 0;

- Mô men uốn My = 0

- Mô men xoắn Mz = 0 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

A

td

M

= 0(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 0(mm)

Mặt khác: để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại A và C là như nhau:

DB= dA = 25(mm)

Ta có đường kính các trục:dD = 20 mm ; dB = dA = 25 mm ; dC = 30 mm

Trang 37

My Nmm

Mx Nmm

12307,5 43765,92

Frdx

XA YA

Fa1

Ft1

Fr1 A

C

Frdy

XA YB

Trang 39

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8):

d =

3

] [

,

0 tdσ

M

(V -7)Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thứcsau:

Định dạng
Số trang	77
Dung lượng	641,26 KB