THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải ( thuyết minh + bản vẽ chi tiết)

Lời nói đầuTính 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

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 lạicác 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 cấpchính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều sốliệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do

đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy,Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từngbước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này củamình

Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em

đó được giao đề tài :

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng

viên Hoàng Minh Thuận 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 Hệđược dẫn động bằng động cơ điện thông, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộtruyền xích để truyền động đến xích tải

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổnghợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu tuynhiên khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếusót.Em rất 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, đặc biệt là thầy Hoàng MinhThuận đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành

đồ án môn học này

Hưng Yên, ngày 18/11/2011

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên

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

I.1 Chọn động cơ.

I.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

- Công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11[I]:

P lv =1000F v = 9750.0,351000 = 3,41 kW

Trong đó:

+ P lvlà công suất trên trục máy công tác, kW;

+F là lực kéo băng tải ,N

Ti : momen xoắn làm việc của máy trong thời gian ti ; T1= T; T2= 0,5T

ti :thời gian làm việc của máy với mô men Ti; t1 = 0,5tck; t2 = 0,3tck

tck thời gian 1 chu kỳ của động cơ

=> Ptđ = 0,76 3,41= 2,59 kW

-Theo CT 2.8 [I] ta có công suất cần thiết là:

P ct=P t đ η

Trong đó :

+ Pct là công suất cần thiết của động cơ, kW;

+ η là hiệu suất của toàn bộ hệ thống theo CT 2.9[I]

η = ηđ.ηbr.η3ol .ηx

Trong đó theo bảng 2.3[I]

ηđ = 0,95 là hiệu suất bộ truyền động đai

ηbr = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηx = 0,92 là hiệu suất bộ truyền xích.

=> η = 0,95.0,97.¿ 0,92= 0,82

- vậy công suất cần thiết của động cơ là:

Pct = 2,590,82 = 3,16 (kW)

I.1.2 Xác định số vòng quay cơ bản của động cơ.

Theo CT 2.18[I] xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ là:

nsb = nlv.ut

Trong đó:

+ nlv là số vòng quay của trục làm việc,v/p

nlv được xác định theo CT 2.16[I]:

nlv =60000 v π D ;

Trong đó: v -vận tốc của băng tải, m/s;

D -đường kính băng tải, mm

theo đề bài ta có: v = 0,35 m/s; D = 250 mm;

=> nlv = 60.103.0,35

π 250 = 26,75 (v/p) + ut là tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống

Mặt khác theo CT 2.15[I] ta có:

ut = uđ.ubr.ux ;

uđ –tỉ số truyền của bộ truyền đai;

ubr - tØ sè truyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng;

ux - tØ sè truyÒn cña bé truyÒn xÝch;

Tra bảng P1.3 [1], P1.7[I] ta chọn được động cơ cú tờn là: 4A112MB6Y3

Bảng số liệu của động cơ:

Kiểu động cơ Công

suất, kW V n t cận tốc ốc

quay vòngquay, v/p

4A112MB6Y

3

I.2 Phõn phối tỷ số truyền.

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, theo CT 3.23[I] phải tính tỉ sốtruyền cho toàn bộ hệ thống:

ut = n đ c

n lv =

950 26,75 = 35,51

Mặt khác theo CT 2.15[I] ta cú:

ut = uđ.ubr.ux

Chọn theo bảng 2.4[I]

+ tỷ số truyền của bộ truyền bỏnh răng: ubr = 4

+ tỷ số truyền của bộ truyền đai là: uđ= 3,56

=> ux = u u t

đ u br = 4 3,5635,51= 2,49

I.3 Xỏc định thụng số trờn cỏc trục

1 Tớnh cụng suất trờn cỏc trục.

PI = P II

η br η ol = 0,97.0,992,87 = 2,99 (kW)

Trục động cơ:

nI = n đc

u đ

= 950 3,56=¿ 266,85 (v/p)

Trục II:

nII = n I

u br = 266,854 = 66,71(v/p) Trục làm việc:

nlv = n II

u x = 66,712,49 ¿ 26,79 (v/p)

3.Tính momen xoắn trên các trục.

Ta có momen xoắn trên các trục như sau:

Trục động cơ:

T®c = 9,55.10 6.P đ c

n đ c = 9,55.10 6.3,15950 = 31 665,79 (N.mm)Trục I:

TI = 9,55.106.P I

n I = 9,55.106.266,852,99 = 107 005,81 (N.mm) Trục II:

TII = 9,55.106.P II

n II = 9,55.106.66,712,87 = 410 860,44 (N.mm)

Bảng kết quả tính toán thông số trên các trục:

Trục Thông số

Số vòng quay n ( v/p) 950 266,85 66,71 26,79

Mômen xoắn T(N.mm) 31 665,79 107 005,81 410 860,44

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

-Sử dụng đai thang thường

-Chọn tiết diện đai thang:

Chiều dài giới hạn

 thỏa mãn điều kiện

c, tính chiều dài đai

Theo bảng 4.13 [I] chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2800 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:

+ P1= 3,15 kW công suất trên trục bánh đai chủ động

+ Kđ : hệ số tải trọng động Tra Bảng 4.7 [I] chọn Kđ = 1,6

+ C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1

Tra Bảng 4.15 [I]  C = 0,88 với 1 = 134,18o

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Tra Bảng 4.17 [I]  Cu = 1,14 với uđ = 3,56

+ [Po] : công suất cho phép (kW)

Theo Bảng 4.19 [I] với v = 9,94 m/s và d1 = 200 mm  [Po] = 3,66 kW

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Lực căng trên 1 đai được xác định: Theo CT 4.19[I]

Bảng thông số bộ truyền đai

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

3 1 Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Trong đó: Pt là công suất tính toán;kW

P = 2,87 kW là công suất cần truyền;

theo bảng 5 5 [I], với n1= 66,71 v/p => chọn n01 = 50 v/p,

kn - Hệ số vòng quay; kn =

n01

n1 =

50 66.71 = 0,75

Hệ số k được xác định theo CT 5.3[I]

k = k0 ka kđc kbt kđ kc

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 [I],với:

k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối

tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;

kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trườnghợpvị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;

kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng va đập mạnh, ta chọn: kđ = 1,8;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;

2 +

( 67−27)2.38,1 4.3,142.1333,5 = 118,16

 i =

27.66 ,71

15.118 = 1,02Theo bảng 5.9 [I], ta có: [i] = 20;

 i = 1,02 < [i] = 20,

Vì vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây

ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích

kđ - Hệ số tải trọng động, với tải trọng mở máy bằng 200% so với

tải trọng danh nghĩa, ta chọn kđ =1,7

v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:theo CT

Ft =

1000 P

v =

1000.2,87 1,14 = 2517,54 N

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2 = 5,5 (1,14)2 = 7,15 N

F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q.a

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,01.a = 0,01 1327,76 = 13,28 (mm);

kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc < 40oso với phương nằm ngang;

r = 0,5025.dl + 0,05 theo bảng 5.2 [I] với p= 38,1 mm => dl = 22,23 (mm),

 r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)

do đó: df1 = 328,19 - 2 11.22 = 305,75 (mm) ,

df2 = 812,85 - 2 11,22 = 790,41(mm) ,

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: CT 5.18[I]

H = 0,47 √k r(F t K đ+F vđ) E

A k d  [H]Trong đó:

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z ,

với z1 =27 => kr1 = 0,41

E1+E2 - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của

vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 10 5 MPa;

A = 395 mm2 Diện tích chiếu của bản lề; theo bảng 5 12 [I],

kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1

dãy);

[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11 [1];

Thay các số liệu trên vào CT 5.18[I], ta tính được:

- Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

vận tốc xích v = 1,14 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 321 sẽ đảm bảo được độ bềntiếp xúc cho răng của hai đĩa xích

Bảng thông số của bộ truyền xích

PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Bánh răng 1 : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Bánh răng 2 : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

 H

0 lim

là các ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 [I], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:

 H

0lim

= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; Với SH - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

 H

0 lim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa;

 H

0lim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa;

KHL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ của bộ truyền, được xác định theo CT 6.3[I]:

NHE = 60.c ∑ ( Ti/ Tmax)3niti

Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ)

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của hai giá trị tính toán của [H1] và [H2].theo CT6.12[I]:

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

[H] = 495,46 MPa < 1,25 [σ H]min = 1,25.481,82 = 602,28 MPa

2 xác định ứng suất uốn cho phép

¿ là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở;

SF là hệ số an toàn khi tính về uốn ;

Tra bảng 6.2[I] với thép 45 tôi cải thiện ta tra được

σ F lim¿0 ¿ = 1,8HB ; SF = 1,75 Thay vào ta được:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ)

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

[F]1 =

σ0Flim1 K FC 1 K FL 1

441.1 1 1,75 = 252,00 MPa

[F]2 =

σ0Flim 2 K FC 2 K FL 2

414.1 1 1,75 = 236,57 MPa

3.ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải được xác định theo CT 6.13[I]:

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

tra bảng 6.5[1]: Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép => Ka = 43

- u là tỷ số truyền u = 4

- T1 : Mômen xoắn trên trục chủ động T = 107005,81 Nmm

- [H]sb = 495,46 MPa

- ba = b w

a wHệ số chiều rộng tra bảng 6.6[I] ta có: với vị trí đối xứng ba = 0,4

- KH: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính bd theo CT6.16[I]:

Z2= u.Z1= 4.26 = 104 (răng)

-Khi đó góc nghiêng răng thực tế : CT 6.32[I]:

5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Áp dụng CT 6.33[1] ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện

theo CT 6.40[I] ta có:

v=π d w 1 n1

60000 = 3,14.66 266,8560000 = 0,92 m/s

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,92 m/s < 4 m/s tra Bảng 6.1 3 [1] ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 [1] ta xác định được : KH = 1,13

- T1 = 107005,81 (N.mm) mô men xoắn trên trục chủ động

Theo CT 6.41[I], CT 6.42[I]:

có { K Hv =1+ ν H .b ω .d ω1

2.T 1 .K Hβ K Hα =1+

0,86.66.66 2.107005,81.1,05.1,13 =1,01 ¿¿¿¿

trong đó

H là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp;

Bảng 6.15[I] với HB< 350 và dạng răng nghiêng  H = 0,002

go là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và bánh 2 Bảng 6.16 [I] với cấp chính xác 9, m < 3,55 go = 73

Bảng 6.7 [I] với sơ đồ 6, ᴪ bd= 1  KH = 1,05

 KH = KH.KHV KH =1,05.1,13.1,01= 1,20

Thay số : H = 274 1,74 0,76√66.4 662.107005 ,81.1,20 ( 4+1)2 =382,88 (MPa).

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:CT 6.1[I]

[H]cx = [H] ZR.ZV.KxH.Trong đó:

ZR: là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,51,25 m Do đó ZR = 0,95

6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Điều kiện bền uốn cho răng theo CT 6.43[I]:

T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 107005,81 Nmm;

m- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng m= 2,5 (mm);

bw -Chiều rộng vành răng, bw = 66 (mm);

dw1 -Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động, dw1 = 66 (mm);

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2,

Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

Với vF = F g0 v √a w

u

Trong đó:

F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 [1]

Với HB2< 350 HB, răng nghiêng ta chọn F = 0,006;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 [1] , vớicâp chính xác 9, do mô đun bánh răng < 3,55 mm, ta chọn g0 = 73;

v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 0,92 (m/s)

dw1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dw1 = 66 (mm)

KxF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

Ta có:

Kqt = T max

T = 1,3T T = 1,3Theo CT 6.48[I]:

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H √Kqt = 382,88.√1,3= 436,55 MPa < [

H]max =1260 MPa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo CT 6.49[I]

F1max = F1.Kqt = 62,81.1,3 = 81,65 MPa < [F1]max = 464 MPa

F2max = F2.Kqt = 59,51.1,3 = 77,36 MPa < [F2]max = 360 Mpa

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải

8 Thông số cơ bản của bộ truyền

- Đường kính chia :

d1= m Z1

cos =cos 11,48°2,5.26 = 66,33 (mm)

-Góc ăn khớp và góc profin răng:

t = t = arctan(cos βtan ¿ = arctan(cos 11,48° tan 20 ° ¿ = 20,38°

9 xác định lực ăn khớp

a.Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Bảng thông số bộ truyền bánh răng:

stt Thông số Kí hiệu Đơn vị Trị số