Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Mục lục Chơng 1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1. Chọn động cơ 4 1.2. Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ 6 Chơng 2. Bộ truyền trong hộp hộp (bộ truyền trục vít) 2.1. Chọn vật liệu 8 2.2. Xác định ứng suất cho phép 8 2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 9 2.4. Kiểm nghiệm răng bánh vít 10 2.5. Kích thớc hình học của bộ truyền 12 2.6. Tính toán nhiệt truyền trong truyền động trục vít 12 Chơng 3. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích) 3.1. Chọn loại xích và số răng đĩa xích 14 3.2. Xác định các thông số của bộ truyền xích 14 3.3. Kiểm nghiệm về độ bền xích 16 3.4. Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 17 Chơng 4. Tính toán và lựa chọn kết cấu trục 4.1. Chọn vật liệu 18 4.2. Tính sơ bộ trục 18 4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối và điểm đặt lực 18 4.4. Tải trọng tác dụng lên trục 20 4.5. Xác định đờng kính các đoạn trục và kết cấu trục 22 4.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 25 4.7. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 27 Chơng 5. Tính toán và chọn ổ lăn 5.1. Chọn ổ lăn 28 5.2. Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục vít 30 5.3. Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục lắp bánh vít 32 Chơng 6. Tính toán và chọn các chi tiết khác của hộp giảm tốc 6.1. Các phần tử cấu tạo của hộp giảm tốc 33 6.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 33 6.3. Dung sai và kiểu lắp 34 Tài liệu tham khảo 35 Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 3 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Chơng 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1. Chọn động cơ: Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện đợc sử dụng hết sức phổ biến. Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều u điểm so với các loại động cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch đợc sử dụng phổ biến hơn cả. Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thực hiện thông qua các bớc tính toán về: - Công suất động cơ - Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ - Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phơng pháp lắp đặt 1.1.1. Công suất động cơ: Công suất trên trục động cơ đợc tính theo công thức (2.8) [1] : t ct P P = Trong đó: + P ct : là công suất cần thiết trên trục động cơ + P t : công suất tính toán trên máy công tác(kw) + : là hiệu suất truyền động. Giá trị của đợc xác định theo công thức (2.9) [1] : 321 = Với ,, 321 là hiệu suất truyền động của các bộ truyền, các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Căn cứ, vào sơ đồ kết cấu bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền, các cặp ổ theo bảng 2.3 [1] ta có: + Hiệu suất nối trục k = 0,99 + Hiệu suất ổ lăn ol = 0,99 Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 4 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải + Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc br = 0,97 + Hiệu suất bộ truyền xích tx = 0,96 + Hiệu suất ổ trợt ot =0,99 8945,099,0.96,0.97,0.99,0.99,0 22 === otxbrolk Với giả thiết hệ thống dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi theo 2.11 [1] : 86.2 1000 3,1.2200 1000 . ==== vF PP lvt kW Trong đó: F là lực kéo băng tải, N v là vận tốc băng tải, m/s 21,3 8945,0 86,2 == ct P kW 1.1.2. Số vòng quay đồng bộ sơ bộ: Số vòng quay của trục máy công tác đợc tính theo công thức 2.16 [1] : 65 100.12 3,1.60000 . 60000 === tz v n lv v/p Trong đó: v là vận tốc xích tải, m/s t bớc xích của tải, mm z số răng đĩa xích tải Theo bảng 2.4 [1] ta có thể chọn đợc : + tỷ số bộ truyền ngoài xích u n =u xích =3 + tỷ số truyền của hộp truyền bánh răng u h =u br =4 Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động 2.15 [1] : 124.3. === hnt uuu Từ các giá trị n lv và u t ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =u t .n lv = 65.12 = 780 ( v/p) Vậy ta có thể chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n db = 1000 v/p 1.1.3. Chọn động cơ: Căn cứ vào giá trị P ct , n db của ĐC đã đợc xác định ở trên, có xét đến điều kiện: ctdc PP Bảng 1. Thông số kỹ thuật của động cơ Thông số Giá trị Ký hiệu động cơ 4A132S8Y3 Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 5 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Công suất động cơ 4.0 kW Hiệu suất động cơ 85,0 % Số vòng quay 720 v/p T k /T dn 1,8 T max /T dn 1 cos 0,8 Với số vòng quay đồng bộ : n=60.f/p =750 (v/p) Trong đó f là tần số dòng điện 1.1.4. Phân phối tỉ số truyền: Từ giá trị thực của số vòng quay động cơ ta có thể tính đợc chính xác tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống: 07,11 65 720 === lv dc t n n u Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là u x = 3 vậy tỉ số truyền thực tế của bộ truyền bánh răng là: 69,3 3 07,11 === x t br u u u 1.2. Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ: 1.2.1. Công suất trên các trục: - Dựa vào công thức sau để tính P i = P (i+1) / )1( + ii + Công suất trên trục 3: P 3 =P lv =P t =2,86KW + Công suất trên trục 2: otx lv P P . 2 = kW + Công suất trên trục 1: brol P P . 2 1 = kW 1.2.2. Số vòng quay trên các trục: -Số vòng quay trên trục 1: 720 1 720 1 === k dc u n n (v/p) Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 6 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải -Số vòng quay trên trục 2 == x u n n 1 2 720 v/p -Số vòng quay trên trục 3: 12,195 69,3 720 2 3 === br u n n v/p 1.2.3. Momen xoắn trên các trục: Momen xoắn trên trục 1: 1 1 6 1 .10.55,9 n P T = Nmm Momen xoắn trên trục 2: 2 2 6 2 .10.55,9 n P T = Nmm Momen xoắn trên trục 3: 3 3 6 3 .10.55,9 n P T = Nmm Momen xoắn trên trục động cơ: dc dc lv n P T .10.55,9 6 = Nmm Các giá trị momen xoắn, công suất, số vòng quay, tỉ số truyền đợc trình bày trong bảng 2 dới đây. Bảng 2. Công suất, tỉ số truyền, momen xoắn, số vòng quay trên các trục Trục động cơ 1 2 3 U 1 3,69 3 P (kW) 3,21 3,13 3,81 2,86 n (v/p) 720 720 195,12 T (Nmm) 42577,08 41525,97 159697,22 Chơng II :Thiết kế bộ truyền bánh răng Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 7 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải I.Tính toán thiết kế bộ truyền. 1.Chọn vật liệu. Theo bảng 6.1[1] ,ta chọn nh sau : Bánh nhỏ: 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) lần l- ợt nh sau: HB = 241 ữ 285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 245. Bánh lớn: 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) lần lợt nh sau: HB = 192 ữ 240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 230. 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uốn [ f ] cho phép. [ ] ( ) xHLVRHlimHH K.K.Z.Z.S = . Trong đó: - S H là hệ số an toàn. - Z R là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt. - Z V là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng. - Z L là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn. - K xH là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng. Chọn sơ bộ Z R .Z V .K L K xH = 1 [ ] HlimHH S/ = Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N HE đợc xác định nh sau: HL o limHlimH K.= . Trong đó: - limH là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - K HL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc. Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định S H và limH nh sau: limH = 2.HB + 70 ; S H =1,1 HB F 8,1 0 lim = ; S H = 1,75 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau: H lim1 = 2.HB 1 + 70 = 2.250+ 70 = 570(Mpa). H lim2 = 2.HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau: K HL = 6 HEHO NN Số chu kỳ cơ sở N HO đợc xác định bởi công thức nh sau: N HO = 30.HB 2,4 . === === 74,24,2 12 74,24,2 11 10.39,1230.30.30 10.71,1250.30.30 HBN HBN HO HO Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 8 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N HE của bánh răng nghiêng đợc xác định nh sau: = TncN HE 60 Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - T :thời gian làm việc . - n i là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. Vậy ta đợc : N HE1 =N FE1 =60.1.720.20000=8,64.10 8 N HF2 =N FE1 =60.1.180.20000=2,102.10 8 Do N HE1 >N HO1 Nên N HE1 =N HO1 Suy ra : K HL1 =1 N HE2 >N HO2 Nên N HE2 =N HO2 Suy ra: K HL2 =1 Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau: [ ] 18,518 1,1 1.570 . 11lim 1 === H HL o H H S K (Mpa) [ ] 18,518 1,1 1.570 . 1lim 1 === H HL o H H S K (Mpa) Do bánh răng làm việc êm nên ta có [ ] [ ] [ ] 99,499 2 81,48118,518 2 21 = + = + = HH H (Mpa) Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên K FC =1 [ ] 14,257 75,1 1.1.450 . 1lim 1 === F FL o F F S K (MPa). [ ] 5,236 75,1 1.414 . 2lim 2 === F FL o F F S K (MPa) ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có [ ] max H =2,8. 2chay =2,8.450=1260 (MPa). [ ] max 1F =0,8. 1chay = 0,8.580=464 (Mpa) [ ] max 2F =0,8. 2chay = 0,8.450=360 (Mpa) 4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục a W của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau: a W K a . (u 1 + 1) [ ] 3 1 2 1 aH HHvH u KKKT (mm) Trong đó: - T 1 là mômen xoắn trên trục 1 ,T 1 =41515,97 (Nmm) - a = b W /a W = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng. (bảng 6.6) Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 9 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải -K a =43(bảng 6.5) - K H là hệ số tập trung tải trọng. - K Hv là hệ số tải trọng động. - K H là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng. - u 1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét. ở đây ta đã có: - d = 0,5. a .(u+1) = 0,5.0,3.(3,69+1)=0,745. Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có K H = 1,1 (Sơ đồ 3). - Chọn sơ bộ K Hv = K H = 1. a W = 43.(3,69+1). ( ) 61,110 3,0.69,3.99,499 1.1.97,41515 3 2 = (mm) Vậy ta chọn a W = 110 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là. * Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau: m = (0,01 ữ 0,02).a W = (0,01 ữ 0,02).110= 1,1 ữ 2,2 (mm.) Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 1,25 (mm.) * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z 1 và Z 2 : Đối với hộp giảm tốc có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là = 30 ữ 40. Vậy chọn sơ bộ = 10 0 cos = 0,9848 khi đó ta có: ( ) ( ) 95,36 169,3.3 9848,0.110.2 1. cos 2 Ư 1 = + = + = um a Z W . Chọn Z 1 = 37(răng). Z 2 = U 1 Z 1 = 3,69.37 = 136,53 (răng). ,chọn Z 2 =136(răng) Z t = Z 1 + Z 2 = 37+136=173(răng) Tính lại khoảng cách trục theo(6.21) 125,108 2 173.25,1 2 . === t w zm a (mm) Tỷ số tryền thực là u m =z 2 /z 1 =136/37=3,67 Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau: ( ) 98,0 110.2 173.25,1 2 . === w t a zm Cos 0 59,10)98,0cos( == ac c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [ H ] = 495,4 (MPa). Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 10 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Do H = nhw nhH w HM Ub UKT d ZZZ . )1.( 2. 1 1 + ; Trong đó : - Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H = K H .K HV . K H . - b w : Chiều rộng vành răng. - d w1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính đ ợc các thông số: - T 1 = 41515,97 (N.mm). - b w = 0,3.a w = 0,3.110= 33,0(mm ). - d w1 = 2.a w /(u+1) = 2.110/(3,67+1)=47,1 (mm). - Z M = 274 Mpa 1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). -Z H = 745,1 )14,20.2sin( 955,9cos.2 2sin cos2 0 == tw (tg b =cos t .tg=cos(20,14)tg(10,59)=tg(9,55) với t =arctg(tg20 o /cos)=arctg(tg20 0 /0,9596)=20,14) - Z = 75,077,1/1/1 == . Vì = [1,88 3,2 (1/Z 1 +1/Z 2 )].cos =[1,88 3,2 (1/37 +1/136)].cos10,59 0 =1,77 Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,937 m/s < 2,5 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : K H = 1,13. Còn === =+=+= 41,169,3/110.77,1.73.002,0 02,1 13,1.1,1.97,41515.2 1,47.0,33.41,1 1 2 1 1 1 u a vg KKT db K oHH HH Hv Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) H = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g o = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) K H = 1,1 K H = K H .K HV . K H =1,1.1,13.1,02= 1,267 Thay số : H = 9,484 67,3.0,33 )167,3.(267,1.97,41515.2 75,0. 1,47 745,1.274 = + (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ] = [ H ]. Z R Z V K xH . Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 11 - Đồ án Chi Tiết Máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Với v =1,77 m/s Z V = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R a =1,25ữ0,63 àm. Do đó Z R = 1 với d a < 700mm K xH = 1. [ H ] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa. Nhận thấy rằng H < [ H ] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đ- ợc điều kiện bền do tiếp xúc. d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [ F ] hay: F [ F ]. Mà m.d.b Y.K.K.T.2 1 1FFvF1 1F = còn F2 = F1 . Y F2 / Y F1 Trong đó : - T 1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. - K F : Hệ số tập trung tải trọng. - K Fv : Hệ số tải trọng động - Y F : Hệ số dạng răng. - b : Chiều rộng vành răng. - d 1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; Do === === 61,3143)/(cos 9,307,39)/(cos 2 3 22 1 3 11 Ftd Ftd YZZ YZZ Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán ). Còn === =+=+= 41,169,3/110.77,1.73.002,0 016,1 37,1.2,1.97,41515.2 1,47.0,33.41,1 1 2 1 1 1 u a vg KKT db K oFF FF Fv Vận tốc bánh dẫn : v < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc K F =1,37. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) F = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g o = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ) K F = 1,2 K F = K F K F K Fv = 1,37.1,2.1,016 = 1,67. - = 1,77 Y = 1/ = 0,564. - =10.59 0 Y = 1 - /140 = 0,924. Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 12 - [...]... (o) và ổ (1): Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 37 - Đồ án Chi Tiết Máy băng tải Thiết kế hệ dẫn động Fr 0 = Fx2 + Fy210 = 468 ,32 + 32 3,5 2 = 569 ,3 N 10 Fr1 = Fx2 + Fy211 = 10 63, 7 2 + 32 3,5 2 = 1112 N 11 Fat 33 0 = = 0,57 > 0 ,3 Fr 0 569 ,3 Fat 33 0 = = 0,1 03 < 0 ,3 Fr1 1112 dùng ổ đũa côn theo bảng P 2-11 chọn sơ bộ ổ 70 23, C= 13, 8kN ,C o=9,3kNgóc tiếp xúc =11,83o 2.tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:... tĩnh theo công thức 10.27 [1]: td = 2 + 3. 2 [ ] M 194490 = max3 = = 45 ,36 MPa 0,1.d 0,1 .35 3 T 159697,22 = max 3 = = 15,65MPa 0,2.d 0,2 .35 3 td = 39 ,7 2 + 3. 15,652 = 37 ,25 < 272 = [ ] Nh vậy trục hoàn toàn đợc đảm bảo về độ bền tĩnh Chơng 5 Tính toán chọn ổ lăn V.1.Tính toán lựa chọn ổ lăn cho trục I: 1 tính toán các lực: -Tổng lực dọc trục: FZ 13= Fat= - 33 0( N) Fr0 Fr1 Fat Fs0 Fs1 0 1 - Lực hớng... dẫn động 3. Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục: -Đối với trục I: vị trí đăt lực của bánh 3 là r 13Fso do đó chọn: Fao=Fao=620N Fa1=Fat+Fs0= -33 0+148=-182 . hộp giảm tốc 33 6.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 33 6 .3. Dung sai và kiểu lắp 34 Tài liệu tham khảo 35 Vũ Văn Dũng Cơ - Điện tử 4 K47 - 3 - Đồ án Chi. Z 1 = 3, 69 .37 = 136 , 53 (răng). ,chọn Z 2 = 136 (răng) Z t = Z 1 + Z 2 = 37 + 136 =1 73( răng) Tính lại khoảng cách trục theo(6.21) 125,108 2 1 73. 25,1 2 . === t w zm a (mm) Tỷ