Thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải

Tài liệu tham khảo công nghệ thông tin Thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải

YÊU CẦU BÀI TỐN

THIẾT KẾ CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG CỦA BĂNG TẢI

Nhu cầu phục vụ của nhà may thức ăn gia xúc,cần một băng tảiđể chuyển hàng.các yêucầu như sau:

Dài L = 7300(mm )

Bề rộng băng W = 400 (mm)Tải trọng cho phép 35kg/mTổng tải trọng cho phép 182,5kgTốc độ băng tải 30m/phút

Năng suất 45000 kg/giờ

PHẦN CHUNG

ĐƯA RA CÁC PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CÔNG SUẤT SUẤTSUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI

I) CÁC PHƯƠNG ÁN

PHƯƠNG ÁN 1Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngồi xích

Ưu điểm: Kết cấu đơn giản.Sử dụng truyền xích thì không có hiện tượng trượt khi truyển động hiệu xuất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căng xích ,có thể làm việc khi có tải đột ngột.Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truỵền đai nếu có cùng công suất Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 Có nhều ưu điểm nên ngày nay vẫn còn được sử dụng rộng rãi

Nhược :Bánh răng bố trí không đối xứng trên trục nên tải trọng phân bố không đều trên các ổ kích thước thường to hơn các loại hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùg chứcnăng.Mắt xích dễ bị mòn,gây tải trọng động phụ,ồn khi làm việc

PHƯƠNG ÁN 2Hộp giảm tốc khai triển bộ truyền ngồi là đai

Ưu điểm:kết cấu đơn giản Xử dụng truyền đai nên co thểâ giữ động cơ xa hộp giảm tốc, làm việc êm không ồn ,có thể truyền với vận tốc lớn Kết cấu vận hành đơn giản Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40

Nhược :Tải trọng phân bố không đều trên trục.Kích thước bộ truyền lớn,tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đổi,tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn tuổi thọ thấp

PHƯƠNG ÁN 3

Hộp giảm tớc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi là đai

Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ưng xuất ít ,mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm còn một nửa Kích thước chiều dài giảmtrọng lượng cũng giảm.Sử dụng truyền xich nên không có hiện tượng trượt như truyền đai ,hiệu suất cao

Nhược :Có bề rộng lớn ,cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng chi tiết tăng.Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết,có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,trục trung gian lớn.Mắt xích dễ bị mòn và ồn khi làm việc

PHƯƠNG ÁN 4

Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi xích

Ưu điểm :Kích thước chiều dài nhỏ,giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc Làm việc êm không ồn

Nhược :Khả năng tải nhanh chưa dùng hết,hạn chế chọn phương án ,kêt cấu ổ phức tạp có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,khó bôi trơn,kích thươc chiều rộng hộp giảm tốc lớn.Có thể trượt do truyền động bằng đai ,tỉ số truỵền thay đổi

PHƯƠNG ÁN 5

Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụg bộ truyền ngồi la øxích

Ưu điểm: Tải trọng phân bố đều,sử dũng hết khả năng tải ,bánh răng bố trí đối xứng nen sự tập trung úng suất giảm momen xoắn trên các trục trung gian giảm.Không có hiện tượng trươt như truyền đai

Nhược :Có bề rộng lớn cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng.Làm việc ồn do có truyền động bằng xích,mắt xích dễ bị mòn

PHƯƠNG ÁN 6

Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền ngồi là đai

Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục ,bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ứng suất ít ,mômen xoằn tại các tiết diễn nguy hiểm giảm làm viện không ồn có thể truyền vận tốc lớn

Nhược :Có bề rộng hộp giảm tốc lớn,cấu tạo phức tạp,số lượng chitiết tăng.Dễ bị trượt do truyền động bằng đai nên tỉ số truyền thay đổi,tuổi thọ thấp

PHƯƠNG ÁN 7

Hộp giảm tốc hai cấp sử bánh rămg côn trụ sử dụng truyền ngồi là đai

Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau.Sử dụng bộ truyền ngồi bằng đai nên làm việc êm hơn Với tỉ số truyền của hộp giảm tốc là 8 -15

Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ

PHƯƠNG ÁN 8

Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền ngồi xíchƯu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau Có truyền động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và có thể làm việc được khi có quá tải Tỉ số truyền của hộp giam3 tốc từ 8-15

Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng tru ï Sử dụng truyền xích nên mắt xích dể bị mòn ,ồn khi làm việc

II) TÍNH TỐN CÔNG SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI1.Lực cản trong băng có tải và không tải

Trọng lượng trên một mét chiều dài băng qb=128N/m

*ql’,ql:trọng lượng phần quay của các con lăng đở trên một mét chiều dài nhánh tải và không tải

ql’=9,81.m/lo=9,81.10/3=32,7N/mql’=9,81.m/lc=9,81.10/1,3=75,5N/mvới m:khối lượng của các con lăn

lo,lc: khỗng cách giữa các con lăngđở trên nhánh tải và nhánh không tải

*q: trọng lương một mét chiều dài dòng vật liệuvận chuyển trên băng tải(N/m)q=25.9,81=245(N/m)

*L chiều dài băng tải,L=7,3 m*Bo bề rộng băng tải Bo=0.4 m

*W là hệ số cản chuyển động của băng trên con lăngchọn W=1,2

Ta được:S4=9903N,S1=3868N

3.Số lớp vải cần thiết để tạo băng tải

Z=1,1.Smax.k1/Bo.σVì Bo=0,4K1=10Smax=S4=9903Nchọn σ=1100 N/cm

Z=1,1.9903.10/40.1100=2,5 lớpVậy chọn Z=3 để đảm bảoyêu cầu bền

4.Chiều dài tang dẫn

*Đường kính tang dẩnDtd = (120-150)Z

PHẦN TÍNH TỐN RIÊNG

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CHITIẾT MÁY

SINH VIÊN THỰC HIỆN : NGUYỄN ĐỨC TÍNH

Theo phương pháp bôi trơn ta chọn uh = 10Theo tiêu chuẩn chọn ud = 2,5

 ut = ud uh = 25

 Số vòng quay sơ bộ trên trục dẫn của động cơ: nsb = 25.26,5= 662,5 (vòng/phút)

Ta chọn động cơ có số vòng đồng bộ nđb = 750 vòng/phútCông suất của động cơ:4KW(4A132S8Y3)

Sồ vòng quay của động cơ nđc =720 vòng /phút

II ) PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn uđ = 2,5 uh=10,87

PP 

84,3

chọn u1 =3,83 u2 =2,84

Ta có số vòng quay của các trục:

vòng/phút

vòng/phútCông suất trên các trục:

Mômen xoắn trên các trục:

Bảng thông số kỹ thuật

Động cơ

chọn d1 =200mm (theo tiêu chuẩn)

d2 =d1.uđ.(1- ) với bộ truyền nhanh lấy  =0,01d2 =200.2,5(1-0,01) =495 mm

chọn d2 =500( theo tiêu chuẩn)

Khoảng cách trục

a (1,5 2)(d1 +qd2) =(1,5 2)(500+q200) = 1050 1400lấy a =1100mm

Chiều dài đai

Lực vòng Ft =

1 1

Ứng suất có ích cho phépF =F0.C.Cv.C0

Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : F0 =k1 - k21

Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm đai 1:C

Lấy theo tiêu chuẩn b = 71mm

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:F0 = 0 .b =1,6.5.71 =568N

Lực tác dụng lên trục F1 = 2.F0 .sin 

II) TÍNH HỘP GIẢM TỐC

Với tải trọng trung bình bộ truyền làm việc êm,va đập ít,quá tải thấp.bánh nhỏ của rănglàm việc nhiều hơn bánh lớn,do đó trong 2 cấp truyền ta chọn vật liệu chế tạo bánh nhỏcứng hơn bánh lớn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB280 b1 =850MPa ch1 =580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB260 b2 =850MPa ch2 =580MPa

H =

HHLHlím0 .KS

Với 0

Tra bảng 6.2 (TL 1) ta có SH = 1,1Bộ truyền coi như chịu trải trọng tĩnh NHO =20.HB2,4

HHL

NFE = NHE (Bộ truyền chịu tải trọng tĩnh)NFO =4.106 ;NFE NFO  KFL =1

Bộ truyền quay một chiều  KFC =1 Tra bảng 6.2 ta có SF =1,75

ứng suất cho phép khi chịu quá tảiH1max =2,8ch1 =580.2,8 =1624MPaH2max =2,8ch2 =2,8.580 =1624MpaF1max =0,8ch1 =0,8.580 =464 MpaF2max =0,8ch2 =0,8.580 =464 Mpa

3) Tính bộ truyền cấp nhanh

a) Koảng cách trục aw1 = Ka (u1 +q1)

Chọn  =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1])Bánh răng nghiêng Ka =43

bd =0,53.ba (u1 +q 1) =0,53.0,3.(3,83 +q1) =0,768  KH =1,112(Tra bảng6.7 TL [1])

112,1.2,121066

Z1 =

 2,(3,831) 31,1812

a 

Lấy Z1 = 31 răng

 Z2 =u1.Z1 =3,83.31 =118,73 ta lấy Z2 =118 răngTính lại 1

cos1 = (2. ) 2.(312.154118)1

1 =14,640

Tính lại khoảng cách trục

wH 

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1])

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:ZH =

b - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sởtgb =cost .tg1 = cos200.tg14,640 b =13,790

m

 Z =

Với 1,88 3,2 1 1 cos 1,88 3,2131 1118 cos14,640 1,693

154.21.2 1

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KH =1,13 ;KF =1,37KHv = 1+q

ZH = 1 0,002.73.0,965 1543,81 0,896

Hệ dố kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHv

KH =KH.KHKHv=1,112.1,13.1,0087 =1,2675

wH 

=274.1,738.0,7686

64.81,3.154.3,0)181,3(2675,1.2,121066.

a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Hệ số kể đế sự trùng khớp răng

 1

Y với  1,693 Y 11,6930,591Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được YF1 =3,7577 ;YF2 =3,6

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KF.KFKF

 KF = 1,2288.1,37.1,0195 = 1,7163

F 2 . . . . . . 2.121066,2.1,7163.0,591.0,895.3,75770,3.154.64.2 139,68

F 139,683,63,7577 133,8

F2  [F]2

e)Kiểm nghiệm về độ quá tảiKqt =2,2

 HmaxHKqt 532.2,2775,7 [H]max =1624Mpa Fmax =F1 Kqt =139,68.2,2 = 307,3  []Fmax =464Mpa f)Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh

Khoảng cách trục aw1 =154mmMôdun m = 2 Góc nghiêng răng 1 = 14,640

Hệ số dịch chỉnh x1 =x2 = 0Tỉ số truyền u1 =3,81

Đường kính vòng chia d1 = . cos 2.31cos14,640 64.081

mm d2 = . cos 2.118cos14,640 243,92

Đường kính đỉnh răng: da1 =d1 +q 2.m =64,08 +q 2.2 =68,08 mm da2 = d2 +q 2.m =243,92 +q 2.2 =247,92 mm

Đường kính chân răng df1 =64,08 -2,5.m =64,08 -2,5.2 =59,08 mm df2 =243,92 -2,5.m =243,92 -2,5.2 =238,92 mmchiều rộng vành răng bw1 =44

4) Tính bộ truyền cấp chậm

a) Koảng cách trục aw2 = Ka (u2 +q1)

Chọn  =0,5 (Bảng 6.6 –TL[1])

bd =0,53.ba (u2 +q 1) =0,53.0,5(2,84 +q1) =1,0176  KH =1,112 ;KF =1,16528(Tra bảng6.7 TL [1])Bánh răng nghiêng Ka =43Mpa1/3(Bảng 6.5 TL [1])

aw 

Lấy Z3=44 răng

 Z4 =u2.Z3 =2,84.44 =124,96 ta lấy Z4 =125 răngTính lại 2

cos2 = (2. ) 2.(442.174125)2

1 =13,770

Tỉ số truyền thực u1 = 2,84144

Tính lại khoảng cách trục

b - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sởtgb =cost .tg2 = cos200.tg13,770 b =12,970

Với 1,88 3,2 1 1 cos 1,88 3,2144 1125 cos13,770 1,73



KH =1,07264

KH -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớpVới v2 =

60000 dw3 n2

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KH =1,13;KF =1,37KHv = 1+q

KH =KH.KHKHv=1,07264.1,13.1,003 =1,21556

a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp răng

 1

Y với  1,693 Y 11,6930,591Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được YF3 =3,7577 ;YF4 =3,6

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KF.KFKF

 KF = 1,16528.1,37.1,007 = 1,61

F 2 . . . . . . 2.445243,4.1,61.0,578.0,902.3,65990,5.174.90,6 188,25

F 188,253,63,6599 185,17



Khoảng cách trục aw2 =174mmMôdun m = 2 Góc nghiêng răng 2 =13,770

Hệ số dịch chỉnh x3 =x4 =0Tỉ số truyền u2 =2,841

Đường kính vòng chia d3 = . cos 2.44cos13,770 90,62

mm d4 = . cos 2.125cos13,770 257,4

Đường kính đỉnh răng: da3 =d3 +q 2.m =90,6 +q 2.2 =94,6 mm da4 = d4 +q 2.m =257,4+q 2.2 =261,4 mmĐường kính chân răng df3 =d3 -2,5.m =90,6 -2,5.2 =85,6 mm df4 =d4 -2,5.m =257,4 -2,5.2 =252,4 mm Chiều rộng vành răng bw1 =80 mm

5) Tính tốn điều kiện bôi trơn

a)Kiểm nghiệm bôi trơn

Từ các thông số của bánh răng vừa tính được ta kiểm nghiệm điều kiên bôi trơnVới h =2,5.m = 2,5.2 = 5 ta chọn công thức tính điều kiện bôi trơn

42 10 12 13

a

Hệ thống thoả mãn điều kiện bôi trơnb)Tính mức dầu trong hộp giảm tốc

Chiều cao ngâm dầu không vươt quá (0,75…2)h nhưng không nhỏ hơn 10 mm

Do đó mức dầu thấp nhất trong hộp lấy khoảng 10 mm (tính từ đường kính đỉnh răng)Phần bánh răng ngâm trong dầu không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh

Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax - hmin =(10…15)mmMức dầu cao nhất khoảng 25 mm (tính từ đường kính đỉnh răng)

III) TÍNH TRỤC

1)Tải trọng tác dụng lên trục

Lực do truyền bánh răng nghiêng: Lựa dọc trục ,lực vòng ,lực hướng tâm

N =Ft2

Fa1=Ft1.tg1 =3781,4.tg14,640 =978,8NLực do bộ truyền đai:Ftđ = 830,2N

 Trục 2:lực do bộ truyền răng nghiêng :lực vòng , lực hướng tâm và lực dọc trục

Lực dọc trục :Fa3 =Fa4 =Ft3.tg2 = 9828,8.tg13,770 =2408.7NLực hướng tâm :Fr4 =Fr3 =Ft4tgtw =9828,8tg200 =2408,7N

D =260mm

Frkn =16178(0,2 0,3) lấy Frkn=4000N

3) Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm1 =(1,2 1,5)dt1 = (1,2 1,5)35=42 52,5 Lấy lm1 =50mm

lm2 =54mmlm3 =80mmlm4 =80mm

Chiều dài nửa khớp nối :L =115mm

k1-khoảng cách mặt mútchi tiết đến thành trong của hộp,lấy k1 =10mmk2 - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp, lấy k2 =7mmk3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến lắp ổ ,lấy k3 =15 mmhn – chiều cao lắp ổ và đầu bu lông, lấy hn =18 mm

khoảng cáhc giữa các gối đỡ trên trục 2

l21 = lm22 +q lm23 +q3k1 +q 2k2 +q b0 =54 +q80 +q3.10 +q2.7 +q21 =199mmkhoảng công xôn trên trục 1tính từ bánh đai:

Fy11 =Fr1 –Fy12 - Ftđ = 1422,5 - 895,5 – 830,2 =303,5Fx11 +qFx12 -Ft1 =0

Fx11 = Ft1 - Fx12 =3781,4 -1035,6 = 2745,8 N

d10 =3 M10 0,1  3 104846,40,1.63 25,5mm

lấy d10 =26 mm

M11 = MxMy 0,75T2 56868,72 0,75.121066,22 119276,2Nmm

1111



Fy21+qFy22 =Fr23 -Fr22

199Fy22 –131,5Fr23 +q 54,5 Fr22 -Ma22 +qMa23 = 0

Fy21 =3683,2 –1422,5 –3192,5 = -931,8NFx21 +q Fx22 = Ft2 +qFt3

Fx22 .199 –54,5.Ft2 –131,5.Ft3 =0

Fx21 =Ft2 +q Ft3 -Fx22 =3781,4+q9828,8 –7530,5 = 6079,7N

Mxy 0,75 2 119374,42 331343,652 0,75.445243,42 522226,1

2121



y

5,131 4

Fy31 =Fr4 - Fy32ø =3683,2 – 963,2 = 2720NFx31 +qFx32 =-Ft4 +q Fk

199.Fx32 +q131,5Ft4 –(199+q101)Fk =0



4) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi tại tiết diện của các trục

trục 1:tại tiết diện: 10 –11 –12 trục 2 :tại tiết diện:21 –22 trục 3:tại tiết diện :31 –32 –33

Với thép cacbon45 ta lấy b =600Mpa -1 =0,436.b =0,436.600 =261,6Mpa -1 =0,58.-1 =0,58.261,6 =151,73Mpamj =0 ;aj =



21 48 1412

KdjKKx Ky

K

K ;K đối với trục có rãnh then:K =1,46 ; K = 1,54

Với : aj =

;aj =

Từ các thông số vừa tím ta có bảng:

Tỉ số

Lắpcăng

Fr2 = 3192,527530,528179,3N

Fr3 = 272025464,526104N

Với bộ truyền bánh răng nghiêng có lực dọc trục ta xét:

 0,3 ta sử dụng ổ bi đỡ chặn

 0,3 ta sử dụng ổ bi đỡ

FF

Thời gian làm việc của ổ lăn là:Lh = 12.103 h

=207,36

Lực dọc trục do lực hướng tậm gây ra Với  =260  e = 0,68

Fs1 =0,68.2762,5 =1878,5N Fa1 =2857,3NFs3 =0,68.6104 =4150,7N  Fa3 =65559,4NX1 =0,41 Y1 =0,87

Q1 =0,87.2757,3 +q0,41.2762,5 =3618,7C1 =Q1 33618,47.3207,3621,417

X3 =0,41 Y3 =0,87

Q3 =0,41.6104+q 0,78.6559,42 =8209,45C3 =Q138209,45.319,0824,47

X2 =1 Y2 =0

C2 =8173,9.354,130,9< C =39,2KNỔ lăn chọn ở trên thoả mãn

V) TÍNH VỎ HỘP GIẢM TỐC

1)Chiều dầy thân hộp

 = 0,03.a +q3 =0,03.174 +q3 =8,22lấy  =9mm

-Nắp hộp 1 =8mmGân tăng cứng: e =9mm2) Đường kíng

Bulông nền d1 =16mm

Bulông ghép bích và thân d3 =10mmVít ghép cửa thăm d5 =8

3) Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dầy bích thân hộp S3 =15mmChiều dầy bích nắp hộp S4 = 15mmChiều rộng bích nắp và thân K3 =35mm4) Kích thước gối trục

Tra bảng 18-2 TL1 ta được đường kính ngồi và đường kính tâm vít và số vít cần có

Chiều dầy S1 =24 mm

Bề rộng mặt đế hộp k = 3.ôp5

VI) MỘT SỐ THÔNG SỐ KHÁC

-Bulông vòng (tra bảng 18-3a ) theo khối lượng ước tính ta chọn bulông M12

Dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng như khi di chuyển hộp từ nơi nàysang nơi khác.

- Chốt định vị d =8 mm

- Cửa thăm (tra bảng 18 –5 ) ta lấy A

-Nút thông hơi (bảng 18 –6 TL[1])

Khi máy làm việc nhệt độ trong hộp tăng lên ,áp suất trogn hộp cũng tăng theo.Để giảm áp suất và thông khí trong hộp ta dùng nút thôn hơi ,đồng thời cũng là đễ điều hòa không khí bên trong và bên ngồi hộp