Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế và tính toán động học hệ dẫn động băng tải

Tham khảo đồ án Chi tiết máy mẫu về thiết kế hệ dẫn động cơ khí cho băng tải. Tài liệu đầy đủ tính toán động học, thiết kế trục, bánh răng, vỏ hộp.

• Tác giả: Đường Văn Thái
• Người hướng dẫn: Nguyễn Văn Cường
• Trường học: Trường Đại học Giao thông Vận tải
• Chuyên ngành: Kỹ thuật ô tô
• Đề tài: Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế Hệ dẫn động cơ khí
• Loại tài liệu: Đồ án môn học
• Địa điểm: Hà Nội

Tóm tắt

I. Tính Toán Động Học Hệ Dẫn Động Cơ Khí

Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí là bước đầu tiên và quan trọng nhất trong thiết kế hệ dẫn động. Giai đoạn này bao gồm xác định công suất cần thiết, số vòng quay của động cơ điện, và chọn quy cách động cơ phù hợp. Dựa trên các thông số kỹ thuật của máy công tác (như băng tải với lực kéo 650 kG và vận tốc 0,7 m/s), ta tính toán công suất bộ phận công tác và công suất cần thiết của động cơ. Công suất động cơ được xác định bằng cách chia công suất bộ phận công tác cho hiệu suất chung hệ thống truyền động, bao gồm hiệu suất bánh răng (0,98), ổ lăn (0,99) và trục vít (0,8). Kết quả tính toán cho thấy công suất động cơ cần thiết là 5,38 kW, từ đó lựa chọn động cơ điện 4A132S4Y3 với công suất 7,5 kW và tốc độ 1455 vòng/phút.

1.1. Xác Định Công Suất và Số Vòng Quay Động Cơ

Công suất bộ phận công tác được tính từ lực kéo và vận tốc của băng tải. Công suất động cơ cần thiết được xác định bằng công suất bộ phận công tác chia cho hiệu suất chung hệ thống (η = 0,76). Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính dựa trên tỷ số truyền toàn bộ hệ thống (Uch = 35) và số vòng quay của trục máy công tác. Động cơ được chọn phải đáp ứng điều kiện công suất tối thiểu và số vòng quay gần đúng với giá trị sơ bộ.

1.2. Chọn Quy Cách Động Cơ Điện

Lựa chọn quy cách động cơ điện phải thỏa mãn các điều kiện về công suất, vận tốc quay và mômen mở máy. Theo bảng tiêu chuẩn, động cơ 4A132S4Y3 với công suất 7,5 kW, vận tốc 1455 vòng/phút và hiệu suất 87,5% là lựa chọn phù hợp nhất. Động cơ này đảm bảo công suất dư và tốc độ gần với giá trị thiết kế, giúp hệ thống dẫn động hoạt động ổn định và hiệu quả.

II. Phân Phối Tỷ Số Truyền và Tính Toán Các Thông Số Trục

Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền là công việc quan trọng để đảm bảo hoạt động hiệu quả của toàn hệ thống dẫn động cơ khí. Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống (ut = 34,83) được chia cho hai cấp: bánh răng trụ (u1 = 2,8) và trục vít (u2 = 12,5). Sai số vận tốc được kiểm tra và chỉ đạt 0,4%, thấp hơn mức cho phép 4%, điều này chứng tỏ sự phân bổ tỷ số truyền là hợp lý. Dựa vào tỷ số truyền, ta tính toán được công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên từng trục. Trục I (trục động cơ) có số vòng quay 1455 vòng/phút, trục II có 519,6 vòng/phút, và trục III (trục máy công tác) có 41,56 vòng/phút. Công suất từng trục giảm dần do mất mát trong quá trình truyền động.

2.1. Xác Định Tỷ Số Truyền Hệ Thống

Tỷ số truyền hệ thống được tính bằng tỉ số giữa số vòng quay động cơ và số vòng làm việc của báng tải. Kết quả ut = 34,83 cho biết động cơ phải quay nhanh hơn 34,83 lần so với trục máy công tác. Tỷ số này được chia thành hai bộ truyền: bánh răng (u1 = 2,8) và trục vít (u2 = 12,5), sao cho 2,8 × 12,5 = 35 gần bằng 34,83 (sai số 0,4%).

2.2. Tính Toán Công Suất Momen và Số Vòng Quay Trên Trục

Công suất trên các trục được tính dựa trên hiệu suất từng bộ truyền. Trục III có công suất 4,09 kW, trục II có 5,32 kW, động cơ có 7,5 kW. Mômen xoắn tăng dần từ động cơ (49.226,8 Nmm) đến trục máy công tác (939.833,9 Nmm), giúp máy thực hiện công việc nặng với lực kéo đủ lớn. Bảng tổng hợp thông số giúp dễ dàng quản lý và kiểm tra thiết kế.

III. Thiết Kế Các Bộ Truyền Cơ Khí

Thiết kế các bộ truyền là phần quan trọng trong đồ án chi tiết máy, bao gồm thiết kế bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền trục vít. Bộ truyền bánh răng trụ được thiết kế với tỷ số truyền u1 = 2,8, phải đảm bảo độ bền, độ cứng và sai số vận tốc cho phép. Các thông số như module, số răng, góc áp lực được chọn theo tiêu chuẩn và yêu cầu kỹ thuật. Bộ truyền trục vít được thiết kế với tỷ số truyền u2 = 12,5, có khả năng giảm tốc mạnh và tạo momen xoắn lớn. Quá trình tính toán bao gồm kiểm tra độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và sai số vận tốc. Cả hai bộ truyền đều phải được bôi trơn hiệu quả để đảm bảo tuổi thọ và hiệu suất hoạt động tối ưu.

3.1. Thiết Kế Bánh Răng Trụ Răng Thẳng

Bánh răng trụ răng thẳng với tỷ số truyền u1 = 2,8 được thiết kế dựa trên lý thuyết bền vữa và bền uốn. Module, số răng và đường kính được chọn để chịu công suất 5,32 kW tại tốc độ 1455 vòng/phút. Thiết kế phải đảm bảo độ chính xác cao, giảm tiếng ồn và mất mát năng lượng tối thiểu trong quá trình truyền động.

3.2. Thiết Kế Bộ Truyền Trục Vít và Bánh Vít

Trục vít với tỷ số truyền u2 = 12,5 được thiết kế để chịu momen xoắn lớn từ bánh răng. Số vòng vít, góc xoắn vít và đường kính trục vít được tính toán kỹ lưỡng. Hiệu suất bộ truyền trục vít là 0,8 do có ma sát lớn, nhưng đổi lại có khả năng giảm tốc mạnh và tạo momen xoắn đủ lớn để thực hiện công việc nâng hạ tải trọng.

IV. Thiết Kế Chi Tiết Đỡ Nối và Kết Cấu Hộp Giảm Tốc

Thiết kế chi tiết đỡ nối bao gồm tính toán trục, lựa chọn ổ lăn, thiết kế then và các chi tiết liên kết khác trong hệ dẫn động cơ khí. Trục phải được kiểm tra theo độ bền mỏi, với xét đến các vùng tập trung ứng suất và hình dạng tiết diện. Ổ lăn được chọn dựa trên tải trọng (lực bức xạ và lực trục) và tuổi thọ mong muốn. Then được kiểm tra để đảm bảo truyền mômen xoắn an toàn giữa trục và bánh răng. Kết cấu hộp giảm tốc bao gồm vỏ hộp, nắp, trục, bánh răng và các chi tiết phụ khác. Hộp giảm tốc phải có độ cứng đủ để chịu tải trọng, hệ thống bôi trơn hiệu quả để bảo vệ các bộ truyền và ổ lăn, đồng thời dễ dàng điều chỉnh sai số ăn khớp và thực hiện bảo trì. Vật liệu vỏ hộp thường là gang hoặc thép đúc, có khả năng cản tiếng ồn và tản nhiệt tốt.

4.1. Tính Toán Trục và Lựa Chọn Ổ Lăn

Trục được tính theo độ bền mỏi, với xét đến ứng suất uốn, xoắn và kết hợp. Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực được xác định để giảm momen uốn. Ổ lăn được lựa chọn dựa trên lực tác dụng và tuổi thọ mong muốn, đảm bảo hoạt động mượt mà và ít ma sát. Then được kiểm tra theo tiêu chuẩn để đảm bảo truyền mômen xoắn an toàn.

4.2. Thiết Kế Kết Cấu Vỏ Hộp Bôi Trơn và Điều Chỉnh Ăn Khớp

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế với độ cứng và độ dày thích hợp để chịu lực tác dụng từ bánh răng và ổ lăn. Hệ thống bôi trơn sử dụng dầu thích hợp, được cung cấp thông qua bơm hoặc tưới nhỏ giọt. Điều chỉnh sai số ăn khớp được thực hiện thông qua các bulong điều chỉnh hoặc xệp để đạt được sai số vận tốc cho phép 4% và giảm tiếng ồn.

Trích đoạn nội dung tài liệu

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ ------ ------ THIẾT KẾ MÁY MÔN: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Đường Văn Thái Mã sinh viên: 201301225 Lớp: Kỹ thuật ô tô 2 Đề số : VI phương án 6 Hệ: Chính quy khóa: K61 Giảng viên hướng dẫn: Nguyễn Văn Cường Hà Nội 1 Mục lục SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN. 5 PHẦN I :TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ.1 Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ.1 Xác định công suất động cơ :.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :.3 Chọn quy cách động cơ:.2 Xác định tỷ số truyền động U t của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động,lập bảng công suất,momen xoắn,số vòng quay tròn của trục.1 Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động.2 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.9 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.2 Thiết kế bộ truyền trục vít , bánh vít :. 2 Kiểm tra sai số vận tốc:. 26 PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI.1 Tính thiết kế trục.1 Tính trục theo độ bền mỏi.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Xác định lực tác dụng lên trục:. Tính chính xác trục theo hệ số an toàn:.1 Kiểm tra then đối với trục I :.2 Kiểm tra then đối với trục II :.3 Kiểm tra then đối với trục III :.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I:.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II :.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III :. 59 2 PHẦN IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU (vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết, bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp và lắp ghép).

1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp:.1 Tính kết cấu của vỏ hộp:.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc:.3 Thiết kế các chi tiết phụ :. 66 PHẦN V : TÍNH DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP. 68 5 Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn:. 68 3 4 Nhận xét của giảng viên: 5 PHẦN I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1 Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ.

Phương án 6 Lực kéo trên băng tải (kG) 650 Vận tốc băng tải (m/s) 0,7 Đường kính trong D (mm) 320 Chiều rộng băng tải B (mm) 400 Thời hạn phục vụ (năm) 4 Sai số vận tốc cho phép (%) 4 1.1 Xác định công suất động cơ : 1.Công suất bộ phận công tác là băng tải: Ft. Hiệu suất chung hệ thống truyền động: = ol. tv Trong đó: br = 0,98 : Hiệu suất bánh răng. ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.

tv = 0,8 : Hiệu suất bộ truyền trục vít. Tải trọng tương đương: P12. Công suất cần thiết động cơ: P 4,09 Pct= td = 0,76 = 5,38 (KW) 5. Số vòng quay tang trống băng tải: 60000.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : -Tỷ số truyền toàn bộ Uch của hệ thống dẫn động được xác định: Uch = Uhộp số (hộp số 2 cấp bánh răng-trục vít).4 trong sách TT-TK tập 1 ta chọn tỉ số truyền của bánh răng – trục vít Ut=Uh=35 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nbt.35 = 1461,95 (v/ph) Trong đó: nsb: Là số vòng quay sơ bộ.

nbt: Là số vòng quay của trục máy công tác. Uch: Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống.3 Chọn quy cách động cơ: Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: Pđc Pct = 5,38 ; nđc ≅ nsb = 1461,95 đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện: T T mm =1,4 ≤ k TTdn T mm Mà T =1,4 Theo bảng P1.3 phụ lục ta chọn như sau: Công suất Vận tốc quay Hiệu suất Kiểu động cơ Tk/Tdn (KW) (v/ph) % 4A132S4Y3 7,5 1455 87,5 2 1.2 Xác định tỷ số truyền động U t của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động,lập bảng công suất,momen xoắn,số vòng quay tròn của trục.1 Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động ndc 1455 ut = = = 34,83 nlv 41,77 6 Trong đó: n dc Là số vòng quay của động cơ. nlv Là số vòng làm việc của băng tải.2 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền u t =u h = 34,83 (v/ph). Đây là hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng-trục vít ut = 34,83 + Theo toán đồ 3.25 trang 48 tài liệu hướng dẫn tập 1.

- Từ đó ta có thể chọn u1 = 2,8 - Thay u1 vào (*) ta tính được u2 = 12,5 *Kiểm tra sai số: ∆ U= |2,8∗12,534,83−34,83| .100% = 0,4% < 4% Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục. Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ Trang 49 sách tập 1: + Công suất: Trục III: P3 = Plv = 4,09 (KW) P lv 4,09 ❑ ❑ Trục II: P2 = ol .0,98 = 5,32 (KW) Động cơ: Pđc = 7,5 (KW) + Số vòng quay : Động cơ: ndc = 1455 (v/ph) Trục I: n1 = ndc = 1455 (v/ph ) n1 1455 Trục II: n2 = = =¿519,6 (v/ph ) u1 2,8 n2 519,6 Trục III: n3 = = =¿41,56 (v/ph ) u2 12,5 7 + Momen xoắn trên các trục : Động cơ : Tdc = 9,55.4,09 n3 41,56 = 939833,9 (Nmm) Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau : BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN Trục Động cơ I II III Thông số Công suất P, kW 7,5 5,32 5,16 4,09 Tỉ số truyền u 1 2,8 12,5 Số vòng quay n 1455 1455 519,6 41,56 (vòng/phút) Mômen xoắn T 49226,8 34918,2 94838,33 939833,9 (Nmm) 8 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ●Tính toán a.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: - Dựa theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng giống vật liệu chế tạo trục vít, theo bảng 6.1[I] trang 92, ta chọn mác thép : C.45 - Chọn bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB = 241 ÷ 285 - Có độ bền : b1 = 850 (MPa), ch1 = 580 (MPa), chọn HB1 = 275 (HB). - Chọn bánh răng lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB = 241 ÷ 285 - Có độ bền : b2 = 850 (MPa), ch2 = 580 (MPa), chọn HB2 = 260 (HB).Xác định ứng suất cho phép - Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H] và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức: Thiết kế sơ bộ ta lấy: và. + Độ rắn bánh răng lớn:  (MPa).

Áp dụng công thức tính số chu kì cơ sở khi thử về tiếp xúc (6.5[1]-trang 93):  9 Áp dụng công thức 6.7[1]-trang 93, tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi thử về tiếp xúc ta có:. Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti, ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i.107 = NHO2 => hệ số tuổi thọ NHE2 = 156,27.107 = NHO1 hệ số tuổi thọ Vậy, sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, theo công thức 6.1a[I]-trang 93 ta có:  (MPa) (MPa) vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: (MPa) Áp dụng công thức 6.7[I]-Trang 93, tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi thử về uốn: 7 N FE 1=138,7.106 = NFO Đối với bộ truyền quay 1 chiều Vậy, sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, theo 6.K Flim1 FC FL 1 495.K Flim 2 FC FL 2 468.1 [σ °F2 ]= SF 2 = 1,75 =267,42(MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải, theo 6.Tính thiết kế: ●Xác định sơ bộ khoảng cách trục Tra bảng 6.5[I]-Trang 96, ta có đối với cặp bánh răng trụ thẳng: thép-thép thì là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.6[I]-Trang 97, ta có đối với cặp bánh răng phân bố đối xứng so với các ổ trong hộp giảm tốc ta chọn: Theo công thức 6.7[I]-Trang 98, chọn ứng với sơ đồ 6. ᴪbd =0,8=> = 1,05 ᴪbd =1 => = 1,07 Khi Ψ bd =0,8056 Sử dụng phương pháp nội suy ta có:  aw = Ka(u1+1) √ [σ H ]2 .70 =29,4 Số răng bánh nhỏ Z1 = = 1,25.(2,8 +1) chọn = 29 m (U1+1) Số răng bánh lớn Z2 = u1.29 = 81,2 chọn =82 m (Z1+Z2) 1,25 (29+82) Do đó : aw= 2 = 2.

Để đảm bảo khoảng cách trục = 80 (mm) cần phải tiến hành dịch chỉnh: Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo công thức 6.22[I]-Trang 100: a w 70 y= m −0,5 (Z1 +Z2 )=1,25 −0,5(29+ 82)=0,5 1000 y K y= =4,5 (theo công thức 6.23[I]-Trang 100) Zt Tra bảng 6.10a Trang 101 sách tính toán thiết kế cơ khí (1) ta có: Ky = 4 => Kx = 0,122. Ky = 5 => Kx = 0,191 Khi = 4,5 sử dụng phương pháp nội suy ta có: = 0,153 Hệ số giảm đỉnh răng: Kx .(29+82) = =0, ∆y = 1000 1000 Tổng hệ số dịch chỉnh, theo 6.517 Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1: ( x1= 0.0,5 82+ 29 ) =0,139 Hệ số dịch chỉnh bánh răng 2: = = 0,517 – 0,139 = 0,378 Zt .cos 20 Góc ăn khớp: cos (αtw )= = = 0,93 2 aw 2.Tính kiểm nghiệm ●Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 12 Áp dụng công thức 6.33[I]-Trang 105, tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: Trong đó: : hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.n Vận tốc bánh răng nhỏ v= w1 = 3,14.1000 60000 Với v = 2,73 (m/s) Tra bảng 6.13[I]-trang 106, ta chọn cấp chính xác 8 Tra bảng 6.16[I]-Trang 107, ta chọn hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng: : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : là hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp: Với: ,(theo công thức 6. √ 2,8 70 =9,32 là chiều rộng vành răng: bw = ψba.70 = 28 (mm) : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng dồng thời ăn khớp: 9,32.