Đồ án chi tiết máythiết kế về hệ dẫn động băng tải

CÔNG SUẤT CÁC TRỤC Công suất được tính từ trục III trở về o công suất trục III là:... TÍNH MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC  Áp dụng công thức...  bánh răng lớn ta cũng chọn vật liệu thép

Đồ án Chi tiết máy

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM KHOA CNCK Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

-o0o -ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Họ và Tên: NGUYỄN THẾ CƯỜNG

LỚP : Đ3-CĐT

ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

G.V HƯỚNG DẪN : TẠ ĐÌNH XUÂN

Nhận xét của giáo viên

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

PHẦN I : TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

<A> CH ỌN Đ ỘNG C Ơ Đ IỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I) CHỌN ĐỘNG CƠ

a) Xác định công suất của động cơ

Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức

Trong đó Pct=1000Fv (kw)= 3500 x 1,31000 =4.55 (kw)

 Hiệu suất hệ dẫn động η :

Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 ηbt3.η ổ lăn.η k

Trong đó : ηbr1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín

η br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

ηbrc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín

ηbt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hở

ηổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηk là hiệu suất nối trục

k : là số cặp ổ lăn

Tra bảng 2.3[1] ta có: η br1 = 0,98; η br2 = 0,98; η br3 = 0,96;η k = 1;

usb : là tỷ số truyền sơ bộ

Với usb = Uh Un (Uh =8…40)

Vì hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp ta chọn Uh =15 và Un =2,2

Suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ là

II) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1) Tính lại tỷ số truyền chung

U1 là cấp nhanh gần động cơ

U2 là cấp chậm xa động cơ

Tra bảng 3.1 [1]

Với :

<B> CÔNG SUẤT CÁC TRỤC

 Công suất được tính từ trục III trở về

o công suất trục III là:

<C>TÍNH MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

 Áp dụng công thức

Trong đó :là công suất trên các trục : là số vòng quay trên các trục

Từ đó suy ra:

 Mô men xoắn trục I là :

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

o đường kính kích thước của bánh đai nhỏ là:

{ theo ý a [1]/tr49} => ĐẠT YÊU CẦU

3) Chọn chiều dài đai

Theo 4.4[1] chiều dài đai được xác định

Vậy với =1000(mm) thỏa mãn yêu cầu

5) Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai

Theo 4.9[1]

Theo bảng 4.8[1] tỷ số max nên dùng là đai vải cao su

Do đó =>Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai có lớp lót

Áp dụng công thức

=0,04 đối với đai vải , đai cao su



-Ta có hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền

ở đây vì truyền động thông thường

-ta có

Theo 4.11[1]

(trong đó là chiều dày của đai)Với bộ truyền ta thiết kế ở đây là

:hệ số tải trọng động

:ứng suất có ích cho phép

:chiều dày của đai

b:chiều rộng của đai

thay các giá trị vào công thức (1)ta có :

Theo bảng 4.1[1] lấy trị tiêu chuẩn b=50(mm)

 chiều rộng bánh đai lớn

Chọn B tiêu chuẩn B=70(mm)

8)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Theo 4.12[1] ta tính được lực căng ban đầu

Tiết diện đai

Lực tác dụng

Với các số liệu đầu vào là P1=4,87(Kw)

n1=908,63(v/p)

thời gian làm việc T=8 năm =8.24.300=54 600 h

1) chọn vật liệu làm bánh răng (theo [2])

vật liệu làm bánh răng là vật liệu phải bền tránh hiện tượng tróc mỏi ,hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình làm việc do đó vật liệu thường làm bánh răng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lí

theo yêu cầu của bộ truyền ta chọ vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng HB

350

căn cứ vào bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu làm răng như sau

 bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hóa sau khi gia công và có các thông

 bánh răng lớn ta cũng chọn vật liệu thép như bánh răng nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc với vận tốc thấp hơn bánh nhỏ ,chịu va đập thấp hơn nên ta chọn

HB2=190

 giới hạn bền

 giới hạn chảy

2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng

:là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng

:giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

 trong tính toán thiết kế sơ bộ lấy =1

:là giới hạn bền mỏi uốn chu kỳ chịu tải NEF

:hệ số an toàn khi tính về uốn =1,75

(do bề mặt răng thường hóa)

:hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất trong đó môđun tính bằng (m)

m-=1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

:hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

:hệ số ảnh hưởng khi đặt tải =1

Trong tính toán sơ bộ lấy =1

Theo 6.2[1]

 Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau :

: là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức

Mà chu kỳ cơ sở =4.106 xác định cho mọi loại thép

Trong đó : C=1 là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

:là mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét

:số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục II)

:tổng số giờ làm việc

mF: bậc của đường cong mỏi mF=6

 Bánh răng lớn trên trục II có

=60.1.253,8.38400 =136,73.106

(theo bảng 6.6[1])

là chiều rộng vành răng

:hệ số chiều rộng răng

=3,58 tỷ số truyền của cặp bánh răng đang xét

: là hệ số kẻ đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếpxúc

theo 6.16[1] Vì bánh răng ăn khớp ngoài

Theo bảng 6.7[1] ứng với =0,485 thì (ứng với sơ đồ 3)

Do vậy :

Theo bảng 6.14[1] có =1,13; =1,05 (tính ở trên)

cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn khi

theo công thức 6.43 và 6.44[1] ta có

(*) và (**) Trong đó :

 : là moomen trên bánh chủ động (Nmm)

=51,18.103(Nmm)

 hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

 :là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 , : hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 nó phụ thuộc vào số răng tương đương

- :là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn theo bảng 6.14[1] ta có =1,375 với cấp chính xác là 9

và v=3,03(m/s)

- : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Thay các giá trị vừa tính vào công thức(*)&(**) ta có :

Và

Sau khi tính toán ta có:

Từ bảng ta kết luận đáp ứng đủ yêu cầu về độ bền uốn

 Từ tính toán ở trên ta tổng kết các thong số của bộ truyền cấp nhanh như sauKhoảng cách

THIẾT KẾ CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Các thong số đầu vào:

1)chọn vật liệu

+ bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt các thông số kỹ thuật sau HB=230….280

+bánh lớn ở trục III chọn vật liệu giống bánh nhỏ:

2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Trong đó , , lần lượt là mômen xoắn ,số vòng quay,tổng số thời giờ làm việc

ở chế độ của bánh răng đang xét

:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy =1

Bánh lớn trục III ta có

Thay số ta xác định được ứng suất cho phép:

b)Ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức

Trong đó

:là giới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải

:hệ số an toàn khi tính về uốn =1,75 do bề mặt răng thường hóa

:là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất

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

: hệ số xét đến ảnh hưởng của kt bánh răng đến độ bền uốn

: hệ số ảnh hưởng khi đặt tải lấy =1

Theo 6.2a[1] trong tính toán sơ bộ lấy

Theo 6.2[1] ta có :

 Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau

: là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức

Mà chu kỳ cơ sở =4.106 xác định cho mọi loại thép

Trong đó :

:mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét

: tổng số giờ làm việc ở chế độ i đang xét

: số vòng quay

mF: bậc của đường cong mỏi mF=6

 Bánh răng lớn trên trục III có:

 Tính số răng

Ta có (răng)

Vậy tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là:

tính lại khoảng cách trục

áp dụng công thức

Vậy ta phải dịch chỉnh bánh răng để tăng khoảng cách trục

từ 149 đến 150 (mm) mà quá trình ăn khớp vẫn được đảm bảoHệ số dịch chỉnh tâm Y là :

Hệ số

( theo 6.23[1])Theo bảng 6.10a[1] với =6,71 thì =0,3

theo 6.24[1]

Vậy tổng số dịch chỉnh là :

Theo 6.25[1]

Và các hệ số dịch chỉnh bánh 3 và 4 là :

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn diều kiện sau:

Trong đó :

: hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu

:hệ số kể đến hình dạng bề nặt tiếp xúc

:hệ số xét đến sự trùng khớp của bánh răng

:hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc

: chiều rộng vành răng

: đường kính vòng chia của bánh răng chủ động

Vì vậy theo bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác động học là 9

Và theo bảng 6.14[1] ta có các thông số sau :

=1,13; =1,05

Với

Theo bảng 6.16[1] với cấp chính xác là 9 ta có =73

Theo bảng 6.15[1] với HB<350 ta có =0,006

Thay vào công thức :

Vậy

Thay số vào công thức tính :

Suy ra < vậy răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiếp xúc cho phép ,

/// làm tiếp phần kiểm tra độ bền của răng////

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC

I) XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA TRỤC

a) Đường kính trục được xác định bởi công thức 10.9[1]

- Lực tác dụng lên trục chủ yếu là mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp

- Căn cứ vào sơ đồ lực bài ra ta có sơ đồ đặt lực chung lên các chi tiêt của hộp giảm tốc là :

Lực tác dụng lên bánh răng ăn khớp gồm 3 thành phần

= 0 vì trên bộ truyền răng thẳng =0

Lực tác dụng do căng đai

( tính ở bộ truyền đai)

Tra bảng 16.10a[2] ứng với

T3=526,3.103 => D0=130

D0 là đường kính vòng đi qua tâm chốt

c) Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điêm đặt lực

Trong đó các chiều dài may ơ ở bánh răng lắp trên trục II

Để xác định các lực thành phần trên gối tựa FLxvà FLy ta xét sự cân bằng và mô men trongmặt phẳng XOY và YOZ giá trị như sau :

Từ đây ta có biểu đồ mô men vẽ lại như sau :

 My(2-2)= -1605,6.58,5= -93927(Nmm)

My(3-3)= FLX11.58,5=93927(Nmm)

// biểu đồ mô men trục I

b) Trục II trục trung gian chọn tọa độ như hình vẽ :

Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0 và 1 ta xét sự cân bằng lực và mô men trong mặt phặng XOZ và YOZ

biểu đồ mô men trục II

c) Xét trục III của hộp giảm tốc ( trục ra của hộp giảm tốc)

 Mx(2-2)=922,58.245-1845,16.122,5=0

- Xét My :

My(1-1)=FLx30.122,5=2985,7.122,5=365748(Nmm)My(2-2)= -Fx32.122,5+FLx30.245

=-4801,8.122,5+2985,7.245=143267(Nmm)

// biểu đồ mô men

III) XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TẠI CÁC TIẾT DIỆN VÀ CHỌN THENa) Xác định đường kính thiết diện

Trục I

Ta đã tính d=25,7(mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp với bánh đai là 22 (mm)

- Chọn đường kính đoạn trục lắp với ổ bi 10 và 11 là 25(mm)

- Chọn đk đoạn trục lắp với bánh răng 13 và 14 là 30(mm)

Trục II :

D=39(mm)

- Chọn đường kính đoạn lắp ổ lăn 20 và 21 là 35(mm)

- Chọn đk đoạn lắp với bánh răng 22 và 24 là 40(mm)

Từ bảng 9.5[1] và 9.8[1] ta có =100(Mpa) ; =40….70 (Mpa)

Qua bảng kết quả trên ta thấy các và đều đảm bảo yêu cầu

IV) KIỂM NGHIỆM TRỤC III VỀ ĐỘ BỀN MỎI THEO HỆ SỐ AN TOÀNKiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn :

=(1,2….1,5) là hệ số an toàn cho phép

và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp vàtiếp tuyến tại tiết diện j

Trong đó =(0,4….0,45) với thép 45 thì =600MPa

Tra bảng 10-7[1] ta có :

=0,05 và =0 với và là ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

và là hệ số xác định theo công thức (10.25) và (10.26)

và Theo b-10.9 Với =1,06 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

=1,8 hệ số tăng bền bề mặt trục

và Là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Theo bảng 10.12 khi gia công rãnh then bằng dao phay ngón thì

=1,54 và =1,76