Đồ án môn học chi tiết máy đầu đề thiết kế hệ dẫn động băng tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.35 MB, 53 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

Thông tin sinh viênSinh viên 1Sinh viên 2

Sinh viên thực hiện Phạm Bá TháiTrần Quang Huy

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIĐề B1

Số liệu cho trước:

1. Lực kéo băng tải: F = 3330 (N) 2. Vận tốc băng tải: v = 0,98 (m/s) 3. Đường kính tang: D = 180 (mm) 4. Thời hạn phục vụ: Lh = 16000 (giờ) 5. Số ca làm việc: soca = 1 (ca)

6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi: α = 90 (độ) 7. Đặp tính làm việc: Va đập vừa

PHẦN 1. TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC1.1. Chọn động cơ điện

- Công suất của trục công tác:  Hiệu suất cặp ổ lăn: ηol=0,99

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng: ηbr=0,98  Hiệu suất bộ truyền đai: ηđ=0,96

 Hiệu suất bộ truyền khớp nối trục: ηk=1 Thay vào (1), ta thu được hiệu suất của cả hệ là:

η=(0,99)3.0,98 . 0,96. 0,99 ≈ 0,91

Ta thấy tổn thất qua hệ thống truyền động là gần 10%.

2

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

1.1.3.Công suất cần thiết trên trục động cơ – Pyc

Ta có: Để hệ thống hoạt động được ổn định thì cơng suất cần

Trong đó:

Pyc là cơng suất cần thiết trên động cơ Pct là công suất trên trục công tác

Pmm là công suất mất mát khi qua hệ dẫn động: Pmm =

(

1η−1

)

. Pct

Từ đó ta tính được: Pyc ≥ Pct

η = 3,260,91 = 3,58 (kW)

Với hệ dẫn động băng tải:

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai thang usb(đ) = (3 ÷ 5)

Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

1.2. Phân phối tỉ số truyền

Ta có tỉ số truyền chung của cả hệ thống: uc=ndc

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

 uđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai

 ubr là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng

- Tỉ số truyền từ trục II (trục ra của hộp giảm tốc) sang trục của bộ phận công tác (trục của bộ phận làm việc) uII→ct = uk = 1

Xuất phát từ tốc độ quay của động cơ, tiến hành từ tốc độ quay của trục động cơ nghĩa là nđc → nI → nII → nct,t và cơng thức:

ni = n(i−1)

u(i−1)→ i

Trong đó: ni là tốc độ quay trên trục thứ i; n(i-1) là tốc độ quay trên trục thứ i-1 (phía trước trục i); u(i-1)→i là tỉ số truyền từ trục thứ i-1 sang trục thứ i.

Suy ra:

- Tốc độ quay trên trục động cơ: nđc = 1440 (vg/ph) - Tốc độ quay trên trục I (trục vào của HGT):

Xuất phát từ cơng suất trên trục cơng tác, tiến hành tính tốn cơng suất cho các trục phía trước Pct → PII → PI → Pđc,t và công thức:

4

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

P(i-1) = Pi

η(i−1)→ i

Trong đó: P(i-1) là cơng suất ở trục thứ i-1; Pi là công suất ở trục thứ i; η(i−1)→i là hiệu suất từ trục (i-1) sang trục i

Suy ra:

- Công suất trên trục công tác: Pct = 3,26 (kW) - Công suất trên trục II (trục ra của HGT):

Sau khi có cơng suất và tốc độ quay trên các trục tương ứng, ta có thể tính momen xoắn theo cơng thức:

Ti = 9,55. 106. Pi

Trong đó: Pi, ni, Ti ứng với công suất, tốc độ quay, momen xoắn trên trục i.

Thay vào công thức trên ta được:

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀNChương 2: Thiết kế bộ truyền đai thang

2.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền đai thang

Bảng 2.1: Các dữ kiện ban đầu

7

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

2.2 Thiết kế bộ truyền đai thang bằng Inventor

Hình 2.1: Tiết diện đai, số đai, chiều dài đai và thông số các bánh đai

8

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

Hình 2.2: Kết quả tính tốn kiểm nghiệm

9

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

2.3 Kết quả thiết kế

Hình 2.3: Thơng số bánh đai bị dẫn

10

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

Hình 2.4: Thơng số bánh đai dẫn

Hình 2.5: Mơ hình 3D bộ truyền đai

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤPCHẬM

3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền

Bảng 3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền bánh răng trụ

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ bằng Inventor

Hình 3.1: Nhập thông số thiết kế cửa sổ Design

16

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

Hình 3.2: Chọn cấp chính xác

Hình 3.3: Cửa sổ Calculation sau khi đã điều chỉnh thiết kế đạt yêu cầu đặt ra

17

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

3.3 Kết quả thiết kế

Hình 3.4: Kích thước bánh răng dẫn

Hình 3.5: Kích thước bánh răng bị dẫn

18

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

Hình 3.6: Mơ hình 3D bộ truyền bánh răng trụ

19

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Thông số đầu vào:

25

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục. - Ta chọn khớp theo điề u kiện:

{

¿Tt≤ Tkncf

¿dt≤ dkncf. Trong đó:

• dt=dsb=

√

3 TII

√

3024010,2.28 =37,80 (mm);

 

 : Ứ/s xoắn cho phép (MPa)

• T : Mơ men xoắn tính tốn: tTt k T. với:

+) k: Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra - Tra tiếp bảng 16.10b[2] Tr.69, với: Tkncf=500 (N.m) t a được kích thước cơ bản của vịng đàn hồi:

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

b. Điều kiện uốn của chốt.

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

4.3.1.1. Tính momen tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

Trong đó [σ ] - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5[1] Tr.195 thu được [σ ] = 63 (MPa)

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và cơng nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

Trên trục I then được lắp tại bánh răng và bánh đai

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d13 = 30 mm Chọn then bằng, tra bảng B9.1a Tr.173[1] ta được:

{

b=8h=7

t1=4 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

Then được lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

lt 3=(0,8 ÷0,9 )lm 13=(0,8 ÷ 0,9) 45=36 ÷ 40,5 mm Ta chọn lt3 = 36 (mm)

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh đai : d12 = 22 mm

31

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

Chọn then bằng, tra bảng B9.1a Tr173[1] ta được:

{

b=6h=6t1=3,5 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm12

Then được lắp trên trục vị trí lắp bánh đai

 Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện dập và cắt

4.3.1.5. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện

sj= sσj.sτj

√

s2σj+s2τj≥[ s]

Trong đó: [s] - hệ số an tồn cho phép, thơng thường [s] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5… 3)

sσj và sτj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j

</div>Trang 33<div class="page_container" data-page="33">

Trong đó : σ−1 và τ−1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng

𝜎−1 = 0,436𝜎𝑏 = 0,436.750 = 327 MPa 𝜏−1 = 0,58𝜎−1 = 0,58. 327 = 189,66 MPa

σaj, τaj, σmj, τmj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, do quay trục một chiều:

Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8[1], theo phương pháp nội suy ta lấy Kx = 1,09 (Tiện Ra 2,5... 0,63)

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[1] phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta

εσ, ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ,Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:

</div>Trang 34<div class="page_container" data-page="34">

Do M12=0 nên chỉ kiểm hệ số an tồn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp, tra bảng 10.6[1] Tr.196 ta được:

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

→ Vậy trục đảm bảo về độ bền mỏi

4.3.1.6. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức 11.1[1]

Cd=Q .m√L

Trong đó:

+ m - bậc của đương cong mỏi : m =3 (ổ bi) + L - tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay

36

</div>Trang 37<div class="page_container" data-page="37">

- Fr, Fa là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

= 1

- kt − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 - kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Theo bảng B11.3[1] Tr.215,ta chọn kđ = 1 (tải trọng tĩnh) - X hệ số tải trọng hướng tâm

</div>Trang 38<div class="page_container" data-page="38">

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn Tra bảng B11.6[1] cho ổ 1 dãy ta được:

</div>Trang 40<div class="page_container" data-page="40">

Trường hợp 2: Fk ngược chiều Ft2

</div>Trang 41<div class="page_container" data-page="41">

So sánh biểu đồ momen 2 trường hợp, ta chọn tính tốn thiết kế theo trường hợp 2 vì momen trên trục lớn hơn

4.3.2.1. Tính momen tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

Trên trục II then được lắp tại bánh răng và khớp nối

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d23 = 40 mm Chọn then bằng, tra bảng B9.1a Tr.173[1] ta được: ¿

Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

Then được lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

lt 3=(0,8 ÷0,9 )lm 23=(0,8 ÷ 0,9) 57=45,6 ÷ 51,3 mm

41

</div>Trang 42<div class="page_container" data-page="42">

Ta chọn lt3 = 48 (mm)

 Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối: d22 = 32 mm Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: ¿

Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm22

Then được lắp trên trục vị trí lắp khớp nối

lt 2=(0,8÷ 0,9 )lm 22=(0,8 ÷ 0,9) 67=53,6 ÷ 60,3 mm Ta chọn lt2 = 55 (mm)

4.3.2.5. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi – Khôngyêu cầu kiểm nghiệm

4.3.2.6. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

</div>Trang 43<div class="page_container" data-page="43">

Với d = 40 mm => chọn ổ lăn có:

{

Kí hiệu :4630 7d=35 mm

Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức 11.1[1]

Cd=Q .m√L

Trong đó:

+ m - bậc của đương cong mỏi : m =3 (ổ bi) + L - tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay

- Fr, Fa là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

= 1

- kt − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 - kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Theo bảng B11.3[1] Tr.215,ta chọn kđ = 1 (tải trọng tĩnh) - X hệ số tải trọng hướng tâm

- Y hệ số tải trọng dọc trục

43

</div>Trang 44<div class="page_container" data-page="44">

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

</div>Trang 45<div class="page_container" data-page="45">

→2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn Tra bảng B11.6[1] cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy ta được:

Cơng dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.

Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ.

Chọn bề mặt lắp ghép và thân

45

</div>Trang 46<div class="page_container" data-page="46">

- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế.

lắp ghép các chi tiết thuận tiện.

sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.

Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Đường kính ngồi và tâm lỗ vít: D3, D2 Theo bảng 18-2 và D ổ lăn ta được:

</div>Trang 47<div class="page_container" data-page="47">

Tâm lỗ Bu lông cạnh ổ: E2 và R2 (k là khoảng cách từ tâm Bu

7. Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:∆ ≥ (1 ÷1,2) δ=8 ÷ 9,6, chọn ∆ =

(L và B là chiều dài và chiều rộng của hộp)

5.1.2. Tính, lựa chọn bơi trơn

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vịng v=0,8<12(m/ s) nên ta chọn

bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằng

Vậy chiều cao lớp dầu là: 60 (mm)

Dầu bơi trơn trong hộp giảm tốc: vận tốc vịng của bánh răng

</div>Trang 48<div class="page_container" data-page="48">

Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mịn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao. Ta chỉ cần chọn vòng phớt cho trục vào và ra và tra bảng 15-17 trang 50. Tra theo đường kính bạc

</div>Trang 49<div class="page_container" data-page="49">

biến dạng vịng ngồi của ổ, do đó loại trừ được ngun nhân

Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có lắp thêm nút thơng hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hịa khơng khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

Theo bảng 18.6 ta chọn:

49

</div>Trang 50<div class="page_container" data-page="50">

5.1.3.5. Nút tháo dầu

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu.

Chọn M16x1,5. Theo bảng 18-7

5.1.3.6. Que thăm dầu

Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết hoạt động tốt.

5.1.3.7. Ống lót và nắp ổ

chỉnh của bộ phận ổ. Ống lót có bề dày: δ=6 ÷ 8 mm, chọn

50

</div>Trang 51<div class="page_container" data-page="51">

δ=8 mm, làm bằng gang xám GX15-32

Chiều dày vai δ1 và chiều dày bích δ2 bằng δ = 8 mm.

loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua.

</div>Trang 52<div class="page_container" data-page="52">

 Đường kính trong moay ơ: d2 = 44 (mm)