do an chi tie may tiep1

Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định theo côngthức 2.8-Sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1[1].. - Pct: công suất cần thiết trên các trục động cơ kw - Pt: công suất

Nhận xét, đánh giá của giáo viên.

Lời nói đầu

Nớc ta đang trên con đờng tiến lên công nghiệp hoá - Hiện đại hóa với đờng nối xây dung chủ nghĩa xã hội.Trong giai đoạn công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nớc không thể thiếu máy móc bởi vì nó là một phơng tiện từ trớc đến nay đãgiúp con ngời giải quyết đợc nhiều vấn đề mà con ngời không

có khả năng làm đợc

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dungkhông thể thiếu trong nhiều chơng trình đào tạo kỹ s cơ khínhằm cung cấp các kiến thức cơ bản về kết cấu máy

Đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động cơ khí là sự áp dụngnhững kiến thức đã học đợc vào việc đi thiết kế một hệ dẫn

động cụ thể

Thời gian vừa qua em đợc giao đề tài: ‘‘Thiết kế hệ dẫn

động băng tải”.Sau khi nhận đề tài với sự chỉ bảo tận tìnhcủa thầy giáo hớng dẫn và các thầy trong khoa cùng các bạn

đồng nghiệp và sự lỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đềtài Tuy nhiên trong quá trình làm việc mặc dù đã cố gắng hếtsức do trình độ có hạn và còn ít kinh nghiệm, nên không thểtránh sai sót Vậy em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để

đề tài cảu em đợc hoàn thiện hơn

Em xin trân thành cảm ơn các thày cô giáo đã giúp đỡ

em hoàn thành đề tài này

Hng Yên, ngày 20 tháng 5 năm 2007

Sinh viªn thùc hiÖn:TrÇn V¨n TiÖp.

ĐỒ ÁN M«n häcCHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 50

(Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải)

1 §éng c¬ 3 Hép gi¶m tèc 2 Bé truyÒn ®ai thang

4.Nèi trôc 5 B¨ng t¶i

Sè LiÖu cho tr íc

3 Đờng kính băng tải D 300 mm

5 Góc nghiêng của đai so với

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

- Phần Ii : Tính toán bộ truyền đai

- Phần Iii : Tính toán bộ truyền bánh răng

- Phần IV : Thiết kế trục

- Phần V : Thiết kế then và gối đỡ trục

- Phần VI : Thiết kế vỏ hộp, nối trục, dầu mỡ bôi trơn, chọndung sai và chế

độ lắp ghép

Phần I :chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1.Chọn động cơ.

a)Xác định công suất đặt trên trục động cơ.

Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định theo côngthức (2.8)-Sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1[1]

- Pct: công suất cần thiết trên các trục động cơ (kw)

- Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

Pt đợc tính theo công thức: ( )

1000

.

Kw v F

Pt 

Với: F: Lực kéo trên băng tải F =8400N

v: Vận tốc dài v = 0,75(m/s)

) ( 3 , 6 1000

75 , 0 8400

m ol

k  



 

Với các giá trị tra trong bảng 2.3[1]:

 k: Hiệu suất nối trục đàn hồi , k  1

 ol: HiÖu suÊt æ l¨n , ol  0 , 99(che kÝn cho 1 cÆp) ; m=4 (cÆp)

 d: HiÖu suÊt truyÒn ®ai , d  0 , 95

 br:HiÖu suÊt b¸nh r¨ng , br  0 , 98 ; n=2 (cÆp)

HiÖu suÊt cña hÖ thèng:

8764 , 0 ) 98 , 0 (

95 , 0 ) 99 , 0 (

3 , 6

.

75 , 0 60000

p v

br d

t u u

u 

Với: +u d: Là tỷ số truyền đai thang

+u br: Là tỷ số truyền của bánh răng trụTrong đó u d,u br- đợc tra trong bảng (2.4)bảng tỷ số truyền

và ta chọn u d =4, u br=(  8 40 ) chọn u br=15

60 4

77 ,

Ký hiệu Công

suất

Pđc(kw)

Ta có tỷ số truyền động ut của hệ dẫn động theo công thức (3.23)[1]:

17 , 61 77 , 47

n

n u

b.Phân phối tỷ số truyền trong hộp

Thoả mãn đồng thời 3 chỉ tiêu :khối lợng nhỏ nhất, mômen quántính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhng trong dầu

ít nhất

Theo bảng (3.1)[1] ứng với un=20 ta chọn u1=6,07 và u2=3,293)Xác định các thông số trên trục

p

k ol

lv

η η

0,99.0,98

6,36 p

p

br ol

III

η η

0,99.0,98

6,56 p

p

br ol

II

η η

b.Số vòng quay trên các trục:

-Số vòng quay của trục I : 955 ( / )

06 , 3

2922

p v u

-Số vòng quay của trục II : 157 , 33 ( / )

07 , 6

955

1

p v u

33 , 157

2

p v u

955

6,76 p

1270138,02

Phần II:tính toán bộ truyền đai

(Hệ dẫn động băng tải dùng bộ truyền đai thang)

Vì bộ truyền làm việc với vận tốc và công suất nhỏ, không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng nên ta chọn loại đai thờng, tiết diện đai đợc chọn theo đồ thị hình 4.1 trang 59 ứng với côngsuất 7,18 kW, tốc độ quay bánh đai nhỏ (nối với động cơ

điện) 2922 (vg/p) ta chọn đai có ký hiệu A Kích thớc đai đợc cho trong bảng 4.13 trang 59

Trị số của a cần thoả mãn điều kiện sau ,theo CT(4.14)[1]

0,55(d1 + d2) + h  a  2(d1 + d2) 0,55(140 + 560) + 8  a  2(140 + 560)  393  a  1400

ta thấy a = 532 nằm trong khoảng (393  1400) nên thoả mãn

điều kiện trên

c Chiều dài đai L

Chiều dài đai đợc tính theo khoảng cách trục a đã chọn theo công thức (4.4)[1]:

4

) 8 (  2   2

  

a

trong đó:  = 1+ (d1 + d2)/2 = 1+ 3,14(140+ 560)/2 = 1100 (mm)

 = (d2 - d1)/2 = 210

thay vào (4.6), ta có:

) ( 5 , 506 4

210 8 1100 1100

4

) 8

mm

thoả mãn điều kiện 1  1200

Vì 1 > 1200 nên đai đợc dùng là đai sợi tổng hợp

P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 7,5(kw)

[P0] - công suất cho phép, kW, xác định bằng thực nghiệm và

đợc cho trong bảng 4.19 trang 62, [P0] = 4,09(kw)

Kđ - hệ số tải trọng động, tra trong bảng 4.7 trang 55 Với tải trọng dao động nhẹ, tải trọng mở máy = 140% (nhỏ hơn

150%) tải trọng danh nghĩa, dẫn động bằng động cơ không

đồng bộ 3 pha kiểu lồng xóc, chế độ làm việc 1 ca ta chọn Kđ

= 1,1

C - hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm 1, đợc tính theo côngthức:

C = 1- 0,0025(180 - 1) = 1- 0,0025(180 – 1330) = 0,88

C1 - hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai, trị số của C1

phụ thuộc vào tỉ số l/l0, đợc tra trong bảng 4.19 trang 62 Có l/l0 = 2500/1700 = 1,4 , sau đó tra bảng 4.16 ta đợc C1 = 1,07

Cu - hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, trị số của Cu

đ-ợc cho trong bảng 4.17 Với u = 4(Tra bảng 4.14) ta có Cu = 1,14

Cz - hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các day đai, trị số đợc cho trong bảng 4.18 , khi tínhdựa vào tỉ số P1/[P0]

- Đờng kính ngoài của bánh đai

da = d1 + 2h0

= 140+2.3,3 = 146,6(mm)

da = d2 + 2h0

= 560 +2.3,3 = 566,6(mm)(giá trị h0, đợc lấy trong bảng 4.21 trang 63 ta đợc h0 = 3,3)3

/ Xác định lực căng ban đầu.

Lực căng ban đầu tác dụng lên một đai đợc tính theo (4.19)[1]:

F0 = 780P1Kđ/(vCz) +Fv

trong đó:

Fv - lực căng do lực ly tâm sinh ra, với bộ truyền đợc định kỳ

điều chỉnh độ căng thì

Fv = qm.v2= 1,05.21,412 = 481,31 (N)với qm- khối lợng 1 mét chiều dài

theo bảng 4.22 ta có qm = 0,105(kg/m) = 1,05(N/m) với loại đaiA

 F0 = 780.7,5.1,1/(21,41.0,88.2) + 481,31 =652,08 (N)

Lực tác dụng lên trục

Fr = 2F0zsin(1/2) = 2.652,08.2.sin(133/2) = 2391,97 (N)

Phần iii:tính toán bộ truyền bánh răng.

A:tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

1/

Chọn vật liệu

Vì hộp giảm tốc theo đầu bài ra chịu công suất nhỏ và không có yêu cầu gì đặc biệt về điều kiện làm việc nên ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I, có HB <350,

bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời

bộ truyền có khả năng chạy mòn

Vì chọn vật liệu nhóm I ta cần chú ý đến tần số chịu tải

và khả năng chạy mòn của răng Trong cùng thời gian làm việc bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn (vì n1 = u

n2) Do đó để bảo đảm độ bền đều của bánh răng của bộ truyền ta cần nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng nhỏ hơn bánh răng nhỏ khoảng 10  15 đơn vị

HB1 = HB2 + (10  15)

Từ những lý luận trên ta có thể chọn vật liệu chế tạo bộ truyền bánh răng là thép các bon nhãn hiệu C45 đợc tôi cải thiện

Cơ tính của vật liệu đợc cho trong bảng 6.1 trang 92

NhãnhiệuThép

Nhiệtluyện

Kích thớc,

S, mmkhông lớnhơn

Độ rắn

Giới hạnbền

b , MPa

Giới hạnchảy

ch, MPa

45 Tôi cảithiện 100 HB 241 …285 850 580

SH , SF - là các hệ số an toàn khi tính theo tiếp xúc và uốn (Tra bảng 6.2 trang 94)

KFC - hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải, vì bộ truyền làm việc

2 chiều nên lấy KFC = 0,7

KHL , KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau(6.3) và (6.4)

m H

HE HO

m F

FE FO

30 2 , 4 30 ( 230 ) 2 , 4 13972305

HO H N

NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO = 4.106 với tất cả các loại thép

NHE , NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NFE = N =NHE 60.c.ni.t

33 , 157 1

.

30 HB

HO H

NFE > NFO nên lấy NFE = NFO

Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.3) và (6.4) ta đợc

KHL = 1 và KFL = 1Trong tính toán thiết kế sơ bộ ta lấy ZR ZV.KXH = 1 và

Thay tất cả các giá trị tính toán và tra bảng vào công thức (6.1)

và (6.2) ta tìm đợc

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị tính đợc [H] = 495,5 (MPa)

- ứng suất tiếp xúc khi quá tải :

Với bánh răng tôi cải thiện: [H]max = 2,8ch =2,8.580 =

560 (

530 (

441 (

414 (



- ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

).

1 (

ba H

H a

W

u

K T u

K a

KH  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng khi tính về độ bền tiếp xúc.Trị số của KH  đợc tra trong bảng 6.7 trang 98 tuỳ thuộc vào sơ đồ động và hệ

số bd đợc tính theo công thức:

bd = 0,53 ba.(u+1) =0,53.0.315.(6,07+1)=1,12

Dùng phơng pháp nôi suy ta tính đợc KH  = 1,078

5 , 495 2

482 590 2

] [ ]

[

]

II H

078 , 1 67600 ).

1 07 ,

Môdun m đợc xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên

để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định đợc m theo khoảng cách trục aW theo công thức:

aW = m.(z1 + z2)

Số răng bánh nhỏ đợc xác định từ (6.18)và đợc quy tròn theo

số nguyên

z1 = 2aW/ [m(u+1)]

 z1 = 2.125/[2(6,07+1)] = 17,68

 Ta chọn z1 = 18(răng)

Số răng z2 đợc tính theo z1 và tỷ số truyền u

z2 = u.z1 = 6,07 18 = 109,26(răng)Tổng số răng : zt = z1 + z2 = 18 + 109 =

127(răng)

Tính lại khoảng cách trục theo aW

aW = m.zt/ 2 =2.127/ 2 =127 (mm)Giá trị khoảng cách trục aW đợc quy tròn là: aW = 128 (mm)

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1: x1 = 0,5[xt - (z2 - z1)y/zt] =0,078

Theo TCVN =200

5

/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau(6.33)[1]

 H

w w

H H

M H

d u b

u K T Z Z

.

) 1 ( 2

1 1

Trong đó:

ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra trong bảng 6.5 trang 96

ZM = 274 (MPa)1/3

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, đợc xác định theo công thức (6.34)

tw H

Z  2 / sin 2 

73 , 1 7 , 0 / 2 21 2 sin / 2

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, đợc xác định theo công thức(6.36a)

Z =

bW = b a.aW = 0,315.128=40,32 (mm) - chiều rộng vành răng

 - hệ số trùng khớp ngang, có thể xác định  theo công thức gần đúng(6.38b)

 = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)].cos = 1,673

thay vào (6.36a) ta có: Z = 0,881

KH - hệ số tải trọng khi tính về độ bền tiếp xúc theo(6.39):

KH = KH .KH .KHV

3 / ) 4 (  

với: KH  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra trong bảng 6.7 trang 98 : K H  = 1,078

KH  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chocác đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số KH  = 1 với bộ truyền bánh răng thẳng

Trị số của cấp chính xác để phục vụ tra các hệ số KH và

KHV tra trong bảng 6.13 trang 106 phụ thuộc vận tốc vòng

v = dW1n1/60000 (m/s)Với dw – là đờn kính vòng lăn bánh nhỏ

H - hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 Với răng có HB < 350, dạng răngthẳng không vát đầu răng tra đợc

gO - hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh

1 và bánh 2 tra trong bảng 6.16: ta có gO= 73

/ Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

Để bảo đảm độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quá giá trị cho phép

F1 = 2T1KFYYYF1/(bW.dW1m)  [F1] (6.43)

F2 = F1.YF2/YF1  [F2] (6.44)

21 , 36 (

07 , 6 32 , 40

) 1 07 , 6 (

12 , 1 67600 2 881 , 0 73 , 1



YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 YF1 = 4,06, YF2 = 3,55

KF - hệ số tải trọng KF = KF KF KFV (*)

KF  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra trong bảng 6.7 trang

98 KF = 1,32

KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng

Kiểm nghiệm quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (khi mở máy,hãm máy…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mô men xoắn quá tải Vì vậy cần

kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại

và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không đợc vợt quá một giá trị cho phép : Hmax = H.(Kqt)1/2  [H]max

b.tÝnh to¸n bé truyÒn b¸nh r¨ng r¨ng trô r¨ng nghiªng

KÝch thíc,

S, mmkh«ng lính¬n

§é r¾n

Giíi h¹nbÒn

b , MPa

Giíi h¹nch¶y

SH , SF - lµ c¸c hÖ sè an toµn khi tÝnh theo tiÕp xóc vµ uèn (Tra b¶ng 6.2 trang 94)

KFC - hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải, vì bộ truyền làm việc

2 chiều nên lấy KFC = 0,7

KHL , KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau(6.3) và (6.4)

m H

HE HO

m F

FE FO

NHE , NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NFE = N =NHE 60.c.ni.t

.

30 HB

HO H

+Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng của bánh nhỏ:

I FE

Thay tất cả các giá trị tính toán và tra bảng vào công thức (6.1)

560 (

441 (



Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị tính đợc [H] = 481,8 (MPa)

- ứng suất tiếp xúc khi quá tải :

Với bánh răng tôi cải thiện: [H]max = 2,8ch =2,8.580 =

).

1 (

ba H

H a

W

u

K T u

K a

Vật liệu bánh răng nhỏ và

bánh lớnThép – Thép

ba =bW/ aW , bd = bW/ dW1 - các hệ số bề rộng răng tính theo khoảng cách trục và đờng kính vòng lăn, bW là chiều rộng vànhrăng Giá trị của ba đợc chọn trong bảng 6.6 trang 97 ba = 0,3

KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng khi tính về độ bền tiếp xúc.Trị số của KH đợc tra trong bảng 6.7 trang 98 tuỳ thuộc vào sơ đồ động và hệ

số bd đợc tính theo công thức:

bd = 0,53 ba.(u+1) =0,53.0,3.(3,29+1)=0,91

Dùng phơng pháp nôi suy ta tính đợc KH = 1,06

5 , 495 2

482 590 2

] [ ]

, 0 29 , 3 5 , 495

06 , 1 471784 ).

1 29

Môdun m đợc xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên

để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định đợc m theo khoảng cách trục aW theo công thức:

aW = m.(z1 + z2)/(2cos) Chọn sơ bộ:   10 0  cos   0 , 9848

Số răng của từng bánh:

+ Số răng của bánh nhỏ theo công thức (6.31):

  3.(3,29 1) 35,96

48 2.235.0,98 1

u m

.cos 2.a z

bn n

5

/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

+ Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suấttiếp xúc trên mặt răng làm việc H phải thoả mãn điều kiệnsau: H  [H]

H = ZM ZH Z  2 

3 tbn w

tbn H II

.d u b

1 u K

ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệubánh răng

tra (bảng 6.5) Ta có: ZM = 274 (MPa)

ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

tw

b

sin2α 2cosβ

 : góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy  = 20o

α ε

- KH: hệ số xét đến sự phân bố không đều tảitrọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

+ Đờng kính vòng chia:

d3 = dw3 = mn.Z3/ cos = 3.36/ cos10,59o = 110 (mm)

d4 = dw4 = mn.Z4/ cos = 3.118/ cos10,590 = 360 (mm) + ChiÒu réng vµnh r¨ng:

bw = ba.aw = 0,3.235 = 70,5(mm) + HÖ sè trïng khíp:

1,375 3,14.3

,59 70,5.sin10 m

β

εβ

+ VËn tèc b¸nh dÉn:

0,755(m/s) 60000

31,17 3,14.110.1 60000

.n d

235 ,755.

0,006.73.0 u

a V.

.g v

tbn

w2 0

10 2,8.70,5.1 1

.K K 2.T

.d b v 1 K

H H II

w3 w H

α β

1,22 1,02 1,06.1,13.

.K K K

KH  H H Hv  

+ øng suÊt tiÕp xóc trªn mÆt r¨ng lµm viÖc lµ:

2 w3 tbn w

tbn H II H

1) (u K 2.T Z Z

H

σ