Đồ án chi tiết máy BKU

Mục Lục


ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
(ME2011)
Sinh viên thực hiện: Võ Đình Dương

MSSV:1710913

Người hướng dẫn:
Ngày hoàn thành:
Học kỳ 1 năm học 2019-2020

Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

2


Phương án số: 3
Phương án
Lực vòng trên băng tải F,N
Vận tốc băng tải v,m/s
Đường kính tang dẫn, D(mm)
Thời gian phục vụ L,năm
Số ngày làm/năm Kng , ngày
Số ca làm trong ngày, ca

t1, giây
t2, giây
T1
T2

3
6500
1,0
300
5
200
1
25
16
T
0,7t

Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số
truyền cho hệ thống truyền chuyển động
1.1 Tính toán chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
 Xác định công suất làm việc

Công suất trên trục đông cơ được xác định bằng công thức:
Trong đó: - công suất cần thiết cho trục động cơ, kW;
- công suất tính toán trên trục công tác, kW;
- hiệu suất chung hệ thống truyền chuyển động;
Hiệu suất chung hệ thống truyền động:
Theo bảng 3.3 ta chọn: - hiệu suất khớp nối; - hiệu suất bánh răng
nghiên; - hiệu suất ổ lăn; - Hiệu suất bộ truyền xích.

Hệ thống truyền chuyển động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng sau:
Công suất cần thiết của động cơ:
Khi đó:
3


1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay của trục công tác:
Trong đó: v - vận tốc băng tải,
D – Đường kính tang dẫn
Từ bảng 2.4 ta chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp báng răng trụ hai cấp khai
triển: ; , do đó số vòng quay sợ bộ của động cơ
..
1.1.3 Chọn động cơ:
Theo bảng P1.2 với và ta dùng động cơ 62-4 có ,
1.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền chuyển động.
1.2.1 Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền của hệ dẫn động:
Trong đó: - số vòng quay của động cơ đã chọn, = 1460 vòng/phút
– số vòng quay của trục công tác,
Dựa vào bảng 3.1 ta chọn 3,83 ; 2,61
Tính lại giá trị theo :
1.2.2 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
Công suất trên các trục:
;
;
Số vòng quay trên các trục:
;

;

;

Momen xoắn trên các trục
.. ..
9,55.. 9,55..
4


9,55.. 9,55..
9,55.. 9,55..
9,55.. 9,55..
Bảng 1: Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền chuyển động
Trục
Thông số
Công suất, kW
Tỉ số truyền
Số vòng quay, vg/ph
Momen xoắn, Nmm

Động cơ

I

II

III

Công tác

7,82

7,75

7,44

7,14

6,5
2,29
63,7
974489,8

1
1460
51151,37

3,83
1460
50693,49

2,61

381,2
186390,35

146,05
466874,35

Phần 2: Tính toán bộ truyền xích
2.1 Thông số ban đầu

- Công suất truyền đến:
- Tỉ số truyền:
- Số vòng quay bánh dẫn
2.2

Chọn loại xích ống con lăn.

2.3

Chọn số răng của đĩa xích dẫn then công thức:

Số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều nên theo bảng 5.4 ta chọn = 25
răng
2.4

Tính số răng đĩa xích lơn theo công thức

Ta chọn
2.5 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K
trong đó:

1,2 (tải trọng va đập nhẹ)
1 (hệ số xét đển ảnh hưởng của khoảng cách trục a = 40pc)
1 (hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền)
1 (trục đĩa xích điều chỉnh được)
5


1 (Bôi trơn nhỏ giọt)
1 (hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ làm việc, khi làm việc 1 ca)

Bảng 2.1 Chọn phương pháp bôi trơn bộ truyền
Chất lượng bôi trơn
II- Đạt yêu cầu

Bôi trơn bộ truyền xích, khi vận tốc v,
m/s
<4
Nhỏ giọt 8 giọt / phút

Từ đây suy ra:
Hệ số

(tra bảng 5.4 )

Hệ số

2.6 Tính công suất tính toán :
Theo bảng 5.4 ta chọn cột
kiện bền mòn:

ta chọn bước xích thỏa mãn điều

<
2.7 Theo bảng 5.2 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích
31,75mm là
2.8 Xác định vận tốc trung bình v của xích
Lực vòng có ích:
2.9 Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức (5.26) với [] chọn theo
bảng 5.3 là 29Mpa
600.

600.

Do 31,75mm nên điều kiện trên được thỏa.
2.10 Chọn khoảng cách trục sơ bộ
Số mắt xích X

6


Ta chọn số mắt xích:
Chiều dài xích
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức (5.9)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a được tính cần phải
giảm một khoảng
Do đó ta chọn khoảng cách trục
Bước 10. Số lần va đập trong 1 giây:
Theo bảng (5.6) với bước xích ta chọn
Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28)
=

( tra bảng 5.10)

Tải trọng phá hủy Q 88500N (tra theo phụ lục 5.2 với bước xích
Lực vòng Ft = 3699,48 (N)
Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức (5,16):
Fv = qm.v2 = 3,8.1,932 = 14,15 (N) (qm tra trong bảng 5.2)
Lực căng ban đầu của xích F0 xác định theo công thức (5,16)
F0 = Kfaqmg = 4.1,29.3,8.9,81 = 192,35 (N)

Trong đó:

Kf – Hệ số phụ thuộc vào độ võng xích, Kf = 4
a – Khoảng cách trục, m
g – Gia tốc trọng trường, m/s2

2.11 Tính lực tác dụng lên trục
1,15. 3699,48 4254,4 N
2.12 Đường kính đĩa xích:
7


= 233,4mm (r = 0,50525 = 9,62)

Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật bộ truyền xích
Thông số
Bước xích
Khoảng cách trục
Bán kính đáy
Mắt xích
Số răng
Đường kính vòng
chia
Đường kính vòng
đỉnh
Đường kính vòng đáy

Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
pc = 31,75 mm

a = 1460 mm
r = 9,62 mm
X = 124 mắt xích
z1 = 25 răng
z2 = 59 răng
d1 = 252,66 mm
d2 = 596,27 mm
da1 = 267,2 mm

da2 = 611,59 mm

df1 = 233,4 mm

df2 = 577,04 mm

Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
3.1 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh
Các thông số ban đầu









Công suất đầu vào: 7,75
Momen xoắn: 50693,49
Số vòng quay: 1460

Tỉ số truyền: 3,83
Thời gian phục vụ L,năm: 6
Một ca làm việc: 8 giờ
Số ngày làm/năm: 200
Số ca làm việc trong ngày: 1

3.1.1 Chọn vật liệu
+ Bánh dẫn ( bánh nhỏ): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn HB1 269…302, chọn
8


Giới hạn bền
Giới hạn chảy
+ Bánh bị dẫn (bánh lớn): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn chọn
Giới hạn bền
Giới hạn chảy
3.1.2 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác đinh theo sơ đồ tải trọng

60.1.8000. 1460. = 5,2.108
Trong đó:

,

,

8000 giờ

1,36.108
Tương tự

60.1.8000. 1460.
4,6.108 chù kỳ
Do ; nên hệ số tuổi thọ
3.1.3 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như
sau:
= Mpa
9


và

= 570 Mpa
1,8
1,8.270 = 486MPa

và

1,8.250 = 450MPa

3.1.4 Ứng suất tiếp cho phép

[]
Khi tôi cải thiện do đó:

[]

[]
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
[]
Xét giá trị []
[] 1,25.
466,4 483,03
Thỏa mãn điều kiện
3.1.5 Xác định ứng suất uốn cho phép: [] =
[]
[]
Trong đó: – hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13
– Khi quay 1 chiều
3.1.6 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên
0,25 0,4 chọn 0,25 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
0,6
Theo bảng 6.4, ta chọn ;
3.1.7 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
= 430(u+1)
= 430(3,83+1) = 128,34 mm
10


 Theo tiêu chuẩn ta chọn

= 140 mm

3.1.8 Moodun răng m = (0,01 0,02) = 1,4 2,8mm
Theo tiêu chuẩn , ta chọn m = 2 mm
Từ điều kiện
suy ra:

22,96 z1 21,78
Ta chọn = 22 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn = 22.3,83 =84,26 răng
Chọn = 85 răng
Góc nghiêng răng:
= arccos = arccos = 17o12’
Tính toán lại tỉ số truyền:

Sai số
3.1.9 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng

11


Bảng 3.1 Thông số bánh răng nghiêng cấp nhanh
Thông số hình học
Mômen xoắn N.m
3.1.10 Tính toán
Tỉ số truyền
trị ứng suất tiếp
Số vòng quay v/p
Khoảng cách trục, mm
=
Môđun, mm
Với =
Số răng
Z
Ta có: do cặp vật 1
Z2
thép nên = 190
Góc nghiêng răng độ

Đường kính vòng chia,
= = =
mm
= / =
=
= = =
Đường kính vòng đỉnh,
mm
= + 2m
= + 2m
Chiều rộng vành răng, mm
.1,095.1,1 b1 = b2 + 5
b2 = . dw1
Với Vận tốc vòng m/s
theo bảng 6.3 ta
xác là 9

Răng trụ
nghiêng
50,69349
3,86
1460
140
2,5
22
85
17o12’

kiểm nghiệm giá
xúc

liệu làm bằng
2,4

57,57

=> = 20,85o

222,45

0,79

=

Với

= = 1,86 > 1

62,57
227,45

= 1,62

39,54
34,54
4,4

6 = 1,32
v = 4,4m/s :
chọn cấp chính

= 1,095 : theo bảng 6.6
= 1,16 : theo bảng 6.11

=

= 437,06(MPa)
Đối với bánh răng số 1: =
= 670 = 615,06(MPa)
Đối với bánh răng số 2: =
=570 = 523,26(MPa)

 Nên đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc
12


3.1.11 Hệ số dặng răng
- Đối với bánh dẫn: = + = + = 4
- Đối với bánh dẫn: = + = + = 3,63
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)
- Bánh dẫn: = = 69,4
- Bánh bị dẫn: = = 70,84
Ta kiểm tra độ bền uốn theo
3.1.12 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.78)
= 58,45 MPa
Trong đó: = = 0,62
= = 0,91
= = 1,07.1,19.1 = 1,27

Vì:

< [ = 277,7
 Độ bền uốn được thỏa.

3.2 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm
Các thông số ban đầu









Công suất đầu vào: 7,44
Momen xoắn: 186390,35
Số vòng quay: 381,2
Tỉ số truyền: 2,61
Thời gian phục vụ L,năm: 6
Một ca làm việc: 8 giờ
Số ngày làm/năm: 200
Số ca làm việc trong ngày: 1

3.2.1 Chọn vật liệu
+ Bánh dẫn ( bánh nhỏ): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn HB1 269…302, chọn
Giới hạn bền 890 Mpa
Giới hạn chảy 650 Mpa
13

+ Bánh bị dẫn (bánh lớn): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn HB2 235…262 HB, chọn
Giới hạn bền 780 Mpa
Giới hạn chảy 540 Mpa
3.2.2 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác đinh theo sơ đồ tải trọng

60.1.8000. 381,2.
Trong đó:

, = ,

Tương tự

60.1.8000. 381,2.
1,2.108 chù kỳ
4,6.107 chù kỳ
Do NFE1 > NFO; NFE2 > NFO2 nên hệ số tuổi thọ KHL1 KHL21
3.2.3 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như
sau:
Mpa
và

570 Mpa
1,8
14

1,8.270 486MPa
và

1,8.250 450MPa

3.2.4 Ứng suất tiếp cho phép

[] = .KHL = .KHL
Khi tôi cải thiện do đó:

[]

499,1 Mpa

[]

466,4 Mpa

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
[] = = 483,03 MPa
Xét giá trị []
[] 1,25.
466,4 483,03
Thỏa mãn điều kiện
3.2.5 Xác định ứng suất uốn cho phép: [] =
[]
[]

277,7 MPa
257,14 MPa

Trong đó: – hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13
– Khi quay 1 chiều
3.2.6 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên
0,25 0,4 chọn 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
0,72
Theo bảng 6.4, ta chọn 1,052; 1,094
3.2.7 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
430(u+1)
430(2,61+1) 144,59 mm

 Theo tiêu chuẩn ta chọn

160 mm

3.2.8 Moodun răng m (0,01 0,02) 1,6 3,2mm
15


Theo tiêu chuẩn , ta chọn m 3 mm
Từ điều kiện
suy ra:
29,26 z1 27,77
Ta chọn 28 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn 28.2,61 73,08 răng
Chọn 73 răng
Góc nghiêng răng:
arccos arccos 18,750
Tính toán lại tỉ số truyền:

Sai số:
3.2.9 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng
Bảng 3.2 Thông số bánh răng nghiêng cấp chậm
Thông số hình học
Mômen xoắn N.m
Tỉ số truyền
Số vòng quay v/p
Khoảng cách trục, mm
Môđun, mm
Số răng
Z1
Z2
Góc nghiêng răng độ
Đường kính vòng chia,
mm
dw1 =
dw2 =

Răng trụ
nghiêng
186,39035
2,607
381,2
160
3
28
73
18,750
88,71

231,27

Đường kính vòng đỉnh,
mm
da1 = dw1 + 2m
da2 = dw2 + 2m
Chiều rộng vành răng, mm

94,71
237,27

16


b1 = b2 + 5
b2 = . dw1
Vận tốc vòng m/s

69
64
1,77

3.2.10 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Với
Ta có: do cặp vật liệu làm bằng thép nên 190

/

21,03o

0,78
Với

2,18> 1
1,63

.1,04.1,13 = 1,24
Với v = 1,77m/s : theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác là 9

= 1,04 : theo bảng 6.6
= 1,13 : theo bảng 6.11



= 338,96 (MPa)
Đối với bánh răng số 1:
670 = 565,6(MPa)
Đối với bánh răng số 2:
=570 = 528,54(MPa)

 Nên đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc
3.2.11 Hệ số dạng răng
Đối với bánh dẫn:

17


Đối với bánh dẫn:
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)

- Bánh dẫn:
- Bánh bị dẫn:
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn
3.2.12 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.92)
Trong đó:
0,66
1,15.1,2.1 1,38

Vì:

< [ 277,7
 Độ bền uốn được thỏa.

18


Bảng 3.3 Thông số hộp số
Thông số hình học
Mômen xoắn N.m
Tỉ số truyền
Số vòng quay v/p
Khoảng cách trục, mm
Môđun, mm
Số răng
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Góc nghiêng răng độ
Đường kính vòng chia,
mm
Bánh dẫn

Bánh bị dẫn
Đường kính vòng đỉnh,
mm
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Chiều rộng vành răng, mm
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Vận tốc vòng m/s

Cấp nhanh
50,69349
3,86
1460
140
2,5

Cấp chậm
186,39035
2,607
381,2
160
3

22
85
17o12’

28
73

18,750

=57,57

=88,71

= 222,45

=231,27

=62,57
= 227,45

=94,71
=237,27

39,54
34,54
4,4

69
64
1,77

19


3.2.13 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngập dầu

Hình 3.4 Sơ đồ bôi trơn hộp giảm tốc

Đối với hộp giảm tốc ta đang khảo xác do = 2,25.m = 5mm<10mm, nên ta
chọn bất đẳng thức (13.7):
H
93,725…88,725> 79,09
Do đó, hộp giảm tốc đang khảo xác thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
6.1 Tính toán thiết kế trục
6.1.1 Chọn vật liệu trục:
Chọn thép C45, theo bảng 10.1 Cơ tính của vật liệu chế tạo trục
, , ,
, chọn
6.1.2 Xác định đường kính sơ bộ của trục
20


 ; ;
 Theo tiêu chuẩn ta chọn ; ;

6.1.3 Chọn kích thước dọc trục:
Trục II: Theo công thức (10.10)
Trong đó
chọn
chọn
– khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
Suy ra: :
Trục I , III
Với chọn theo bảng 10.3
Với chọn theo bảng 10.3

6.1.4 Tính toán thiết kế trục
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
Lực vòng:
1761,11N
Lực hướng tâm: =
Lực dọc trục:
1761,11.
Lực nối trục:
Chọn ( tra bảng phụ lục 11.6)
- Momen uốn:
-

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng momen:

21


Suy ra:
Phương trình cân bằng lực theo trục Y

Trong mặt phẳng nằm ngang zx
Suy ra:
Phương trình cân bằng lực theo trục X

Biểu đồ momen trục I
-

Momen tương đương tại các tiết diện
22

-

Momen xoắn

Xác định đường kính đoạn trục

Do trên trục tại B có rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên 5-10%:
Theo tiêu chuẩn ta chọn các đoạn trục :
- Trục có một then, với đường kính , ta chọn then có chiều rộng ; chiều cao ;
chiều sâu rãnh then trên trục ; chiều sâu rãnh then mayo .
- Kiểm tra bền:
Ứng suất pháp tại tiệt diện : = =
Trục có then: W = Trục đặc :
-

Ứng suât xoắn:

Trong đó momen cản xoắn
Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:

-

Tại tiết diện B có sự tập trung của ứng suất là rãnh then. Theo bảng
10.9 ta chọn với ,

Theo bẳng 10.4 ta chọn = 0,91 và = 0,89
Hệ số = 0,095 và = 0,045
Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức:

Hệ số an toàn:
s=

23


Vị
trí
tiết
diệ
n
A

s
1533,98
1

B
1825,99
1533,98
1
1045,36
5

C
D

-

3067,96

2
3981,12
2
3067,96
2
2090,73

0,9
1
0,9
1
0,9
1
0,9
1

0,8
4
0,8
4
0,8
4
0,8
4

0
53,8
6
31,7
3

0

0
6,36673
4
8,26175
4

5,68188
5
9,64
-

12,1234

-

-

27,7100
1 5,65983
21,3540
9 3,931618
-

Sau tính toán trục thỏa điều kiện bền

6.1.5 Tính toán thiết kế trục II
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm
-

Lực vòng: = = = = 4202,24N
Lực hướng tâm: = = = 1615,21N
Lực dọc trục: = = = 4202,24. = 1426,47N

Momen xoắn
Số vòng quay
Momen uốn :
.

Momen uốn :

Xét (Oxz)




24


Xét (Oyz)





Biểu đồ momen trục II

Momen tương đương tại các tiết diện

-

Momen xoắn :
25