Thiết kế hệ dẫn động băng tải

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:... sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất p

GVHD:TS.Nguyễn Xuân Hạ SVTH: Phạm Thế Vỹ - 20185232

Đinh Thị Phương Thảo -20185134

Đồ án chi tiết máy

-Đề tài : Thiết kế hệ dẫn động băng tải

1.Lực kéo băng tải F = 2500(N) Đặc tính làm việc:va đập nhẹ 2.Vận tốc băng tải v =0.96(m/s)

3.Đường kính tang D = 250(mm)

4.Thời gian phục vụ lh=13000 (giờ)

5.Số ca làm việc soca=2 (ca)

6.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @=30 (độ)

 Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,96

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng ηbr = 0,98

 Hiệu suất ổ lăn ηôl = 0,995

 Hiệu suất khớp nối ηkn = 1

 Hiệu suất ổ trượt ηot = 0,99

η= η ot ηbr ηôl2.ηđ ηkn = 0,99.0.98.0,9952.0,96.1= 0,921.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pyc= Plv η = 0,922,4 = 2,61 kw Trong đó : Plv-công suất trên trục công tác (kW)

 là hiệu suất của hệ dẫn động. 1 4 Số vòng quay trên trục công tác

Hệ băng tải

nlv =60000 v π D =60000.0,96π 250 = 73,34 v/ph 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ

 Tỷ số truyền của bộ truyền đai ux = 2

 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr= 4,5

nđb-số vòng quay đồng bộ của động cơ(3000,1500,1000 )

nsb-số vòng quay yêu cầu sơ bộ đối với động cơ,xác định từ sốvòng quay của trục công tác và tỉ số truyền chung của hệ dẫn động.Suy ra chọn động cơ : DK 51-6

Công suất động cơ P= 2,8 kw

Vận tốc quay n= 950 v/p

Đường kính trục động cơ = 2.170 = 340 mm

2.Phân phối tỷ số truyền

[1]: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1 – Trịnh Chất

Với η 2là hiệu suất tính từ trục 2 của hộp giảm tốc đến trục công tác

Trục 1: P1 =P 2 η 1= ¿ P 2

ηol ηbr = 0.995.0,982,4 = 2,46 Với 1 là hiệu suất tính từ trục 1 đến trục 2 của hộp giảm tốc Trục động cơ : Pđc =P 1 η 0= ¿ P 1

ηol ηđ = 0.995.0,962,46 = 2,58 kW Với  là hiệu suất tính từ trục động cơ đến trục 1 của HGT

3.2 Số vòng quay

Số vòng quay trên trục động cơ ndc= 950 v/p

Số vòng quay trên trục 1 n1 = nđc uđ = 9502,8 = 339,29 v/p

Số vòng quay trên trục 2 n2 = ubr n 1 = 339,294,63 =73,28 v/p

Số vòng quay trên trục công tác nct = n2 = 73,28 v/p

Suy ra i=2,51<3 thỏa mãn

Từ giá trị l ta xác định lại khoảng cách trục a:

Theo CT 4.653 [ 1 ] a=λ+√λ42−8 ∆2

Với λ =L - L - π (d 1+d 2)2 =L - L - π (160+450)2 =L - 2219,11

∆= d 2−d 1

2 =L - 450−1602 =L - 145Suy ra: a=L - 1100 mm

d) Góc ôm  1:

Theo CT

4.7 [1]

= 180 – 450−1601100 57 ° = 1650 > 1500 =  min.

e) Tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

Theo CT

4.9 [1]

 chiều dài đai:  =

51 , dùng loại đai không có lớp lót, kí hiệu đai 65-2, số lớp: 4lớp, trị số tiêu chuẩn là  =4 mm

k d



với bộ truyền tự căng, lực căng không đổi:  o = 2,0 MPa

 theo bảng

4.9 [1]

56 : k1 = 2,7

k2 = 11,0  [ F] 0 = 2,425 MPa

C- Hệ số ảnh hưởng của góc ôm  1, bảng

4.10 [1]

Cv - Hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai,

Theo bảng

4.11 [1]

57 : Cv = 1,01224 cho đai vải cao su, với v =7,96 m/s

Co - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền đai và phương pháp căng đai

Co = 1 (bảng

4.12 [1]

55 )  b =

324,12.1 2,34.4 = 34,63 mm

Lấy b theo tiêu chuẩn: b = 40 mm (bảng

4.1 [1]

51 )

- Chiều rộng bánh đai (B):

Từ b=40mm tra bảng

21.16 [2]

h) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng ban đầu:

Fo =  o .b = 2.4.40 = 320N (CT

4.12 [1]

58 )

* Kết quả: d1 = 160 mm  = 4,5 mm Fr = 634,52 N

l =3177,3 mm b = 40 mm

-Phần 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc 1 cấp : Truyền động bánh răng trụ răng nghiêng

0 lim

F

+) Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230

 H0lim1 = 560 MPa; H0lim 2 = 530 MPa,

 F0lim1 = 441 MPa; 0Flim 2 = 414 MPa

2 H

[ ]

H ba

T K u



chọn ba= 0,45 theo bảng

6.6 [1]

a c 

 Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2.130.0,98482,5.(4.63+1)= 18,19 lấy Z1 = 18

Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 4,63.18 = 83,34 lấy Z2 = 83

 Tỉ số truyền thực: ut = Z2/Z1 = 83/18 = 4,61; ut < 3%

Xác định chính xác :

cos =

1 2 w

2 os sin2

c 

6.34 [1]



 , bw = ba.aw= 0,45 130 = 58,5; = 58,5.sin ⁡(13,7842) 2,5 π = 1,77>1

6.42 [1]

107 :  H= Hg0v a uw /

= 0,002.73.0,82√4,61130 = 0,636 trong đó H:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

tra bảng

6.15 [1]

107 :H= 0,002

g0:hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước bánh răng tra bảng

6.16 [1]

Do H>[H]’ không quá 4% nên thỏa mãn

Tính lại chiều rộng vành răng bw :

bw= ba.aw.([ ]❑’¿ ¿

2

=0,45.130.(470,687474,02 ¿ ¿2=59,33 mm

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

F F

Y

Y  [F2]trong đó:

6.15 [1]

107 ;

g0 = 73 – bảng

6.16 [1]

107

- Theo CT

6.46 [1]

109 :

 KFv = 1 +

F w w1 1

 KF = KF  KFKFv = 1,19 1,37 1,023 = 1,668

tương tự [F2]' = 236,57 1,032 1.1 = 244,14 MPa.

Thay các hệ số vào CT

6.43 [1]

F F

Y

3,605 4,08 = 67,41MPa < [F2]' = 244,14 MPa

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

max = 67,41MPa< [F2]max = 360 MPa

f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:Khoảng cách trục: aw = 130mm

Chiều rộng vành răng: bw = 59,33mm

Góc nghiêng của răng:  = 13,78420

Số răng của bánh răng: Z1 = 18; Z2 = 83

Từ các CT trong bảng

6.11 [1]

d2 = 213,65 mmĐường kính đỉnh

df2 = 207,4 mm

Chọn khớp nối theo điều kiện:

-Tt là momen xoắn tính toán Tt=k.T

K là hệ số làm việc tra bảng 16.158 [2] lấy k=1,3

• Kiểm nghiệm khớp nối

a Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi

σ d= 2 k T II

z D o d c l3≤ [σ d]

Ứng suất dập cho phép vòng cao su [σ d] = (2 ÷ 4) Mpa Chọn [σ d]

= 4 (MPa)

Fr1 = Fr2 = Ft 1 tanα cosβ =2989,08 tan ⁡(20)

0,971 =1120,2 N

 Lực tác dụng lên trục I từ bộ truyền đai thang Fr=634,52N

7 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Theo bảng (10.3_1/1) chọn :

k1 = 8….15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp (10)

k2= 5… 15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp (10)

k3= 10…20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ (15)

Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

Khoảng công xôn: lcki = 0,5(lmki + b0) + k3 + hn

Khoảng chìa trên trục 2 tính từ khớp nối đến gối đỡ:

lc22 = 0,5(lm22+b02)+k3+hn = 0,5.(57+23) + 15 + 20 = 75(mm)Theo bảng 10.4191[ 1 ]với hộp giảm tốc bánh răng trụ ta có:

l22 = -lc22= 75(mm)

l23 = 0,5(lm23+b02)+k1+k2 = 0,5(52+23)+10+10 = 57,5 (mm)

l21 = 2.l23 = 2 57,5 = 115 (mm)TRUC I:

chiều dài moay ơ bánh đai

- Tính chính xác đường kính trục : Theo công thức 10.15,10.16194 [1] ta có:

Chia làm 4 tiết diện tính từ ổ lăn bên phải sang

o Tại tiết diện 1:

o Tại tiết diện 2:

Căn cứ từ kết quả tính toán chính xác đường kính trục:

Chọn then và kiểm nghiệm theo độ bền dập vào cắt

+Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng ,d2=28(mm),chọn then bằng tra bảng 9.1 [1]

173

a B

Ta có:

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4 (mm)

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 2,8 (mm)

 Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm13= 36÷40,5 (mm)

a

[1] ta có:

 Chiều cao then : h= 7 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1=4 (mm)

 Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm12= 32÷36 (mm)

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

10 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:

sj và sj - 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 :

σ và K τ - 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 bánh đai:

Ta có: { ¿M j=M2=0

¿T j=T I=69242 Nmm

¿d j=24 mm

Do M2=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính riêng ứng suất tiếp,tra bảng B10.6[1]

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do

¿σ mj=0

¿τ aj=τ mj= T j

2 W 0 j=

69242 2.3067,96=11,28

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bảng B10.11[1]

¿s τj= τ−1

K τdj τ aj+ψ τ τ mj=

151,73 1,7.11,28+0.11,28=7,91

Do tiết diện này nằm ở bánh răng nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B10.11[1]

{¿s σj= σ−1

K σdj σ aj+ψ σ σ mj=

261,6 2,12.43,26=2,85

¿s τj= τ−1

K τdj τ aj+ψ τ τ mj=

151,73 2,08.8,696=8,39

⇒ s j= sσj s τj

√s σj2

+s τj2 = 2,85.8,39

√2,85 2 +8,39 2 =2,7 ≥[ s]

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

11 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn

Tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn:

F r 1=√F 1 x2+F 1 y2=√1991,122+1272,4882=2363,00 (N)

F r 2=√F 2 x2+F 2 y2=√1315,222+397,222=1373,89(N )

F at=F a 2=733,31 N

Fa min(¿F r 1 , F r 2)= 733,31

1373,89=0,54 ≥0,3¿

=> chọn ổ bi đỡ chặn, góc tiếp xúc = 12 độ

Theo công thức: C d Q L.m

Trong đó:

Q- là tải trọng động quy ước kN

L- là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m- là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.m=3 với ổ bi

60.∋ ¿⇒ L= 60.n I L h

10 6 = 60.339,29 13000

1 0 6 =264,64 ¿ (triệu vòng)Tải trọng quy ước:

kt:là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn kt =1 do t<1000C

kđ:là hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng Theo bảng B

11.3 [1] 215

ta chọn kđ =1 va đập nhẹ

X hệ số tải trọng hướng tâm

Y hệ số tải trọng dọc trục

Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

0, 47

X Y

Qt=2,363(kN) < C0= 14,9(kN) thỏa mãn điều kiện bền

Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

B: Tính toán thiết kế trục II

2.Tính chi tiết trục II

Ft2=2989,08N ; Fa2=733,31N ; Fr2=1120,2N ; Fkn=1000NPhương trình cân bằng :

- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: dsb II = 35 (mm), vật liệu

chế tạo trục là thép 45 thường hóa , có b ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10 5

- tr 195 - Tài liệu [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu

chế tạo trục là: [] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức

d=√3 M tđ

0,1.[ ] (V.1)

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo

công thức sau:

M tđ=√M2x

+M2y+0,75 Mz2 (V.2)  Xét các mặt cắt trên trục II:

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp khớp nối S:

- Mô men uốn M

S

y = 0;

- Mô men uốn MS x = 0;

- Mô men tương đương trên mặt cắt S:

Như vậy để đảm tính công nghệ khi chế tạo ta chọn lại các kích thướctrục II như sau:

ds = 42(mm) ; dK = dQ = 45(mm); dP = 48 (mm )

Sơ đồ momen trục II

4.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Khi xác định đường kính trục ,ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bềnmỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu

- Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây:

s j= s j s j

√s j2+s j2≥[s]

Trong đó :

[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(2….4); lấy [s]=2

sj , sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toànchỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j

sj = σ−1

k σ dj σ aj+ψ σ σ mj sj = τ−1

k τ dj τ aj+ψ τ τ mj Với -1, -1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép45

có b = 600 MPa;

 -1 = 0,436 b = 0,436 600 = 261,6 MPa

-1 = 0,58 -1 = 0,58 261,6 = 151,73 MPa

 , - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới

độ bền mỏi, theo bảng 10.7197 [1], với b = 600 MPa, ta có:

mj = aj =❑max j

2 = T j

2.W oj Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục II *Vị trí điểm Q

Ky - hệ số tăng bề mặt trục Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1.

 ,  - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 45 (mm),B10.10198 [1]ta có:  = 0,83,  = 0,77;

K , K - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo B

Thay các kết quả trên vào công thức ta tính được:

sj = 2,18.15,15261,6 =7,92

sj = 2,06.11 53151,73 =6,39

ta tính được: s j=s τj=6,39 ≥[s ]

Như vậy trục trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi

5.Kiểm tra trục về độ bền tĩnh

Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột,

ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức:

Kiểm nghiệm cho trục II:

Mặt cắt nguy hiểm của trục 2 là tại vị trí P, với:

6 Tính chọn then

Chọn then và kiểm nghiệm then cho trục II

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp khớp nối ,dS= 42(mm)

Tra B9.1 a173 [ 1 ] :

Chiều rộng then:b=12(mm)

Chiều cao then:h=8(mm)

Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5 (mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,3 (mm)

Chiều dài then l=(0,8 0,9)lm22=(0,8 0,9).57=45,6 51,3

Chọn l=51mm

+Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập: σ d= 2.T II

d l ¿ ¿

Với [d] là ứng suất dập cho phép

Tra B1789.5[1] với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đập vừa , ta có [d] =50÷ 100 Mpa.

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp bánh răng: dP= 48 mm

Chọn then bằng tra B9.1 a173[1]ta có:

Chiều rộng then:b=14(mm)

Chiều cao then:h=9(mm)

Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5 ,5(mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,8 (mm)

Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm23(mm)

Chọn l=46mm

+Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập: σ d= 2.T II

d l ¿ ¿

Với [d] là ứng suất dập cho phép

Tra B1789.5[1]với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đập vừa , ta có [d] =50÷ 100 Mpa.

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

7.Tính chọn ổ trục : Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Vẽ lại sơ đồ lực

=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn, góc tiếp xúc α=12°

Tra phụ lục 2.12263 [ 1 ]với d=45mm : chọn ổ bi đỡ - chặn , cỡ trung hẹp:

Kí hiệu : 46309

Khả năng tải động của ổ Cd được xác định theo CT

Fa và Fr – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ

V – hệ số kể đến vòng nào quay, V =1 (vòng trong quay)

kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ 

150OC

kd – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, lấy kd = 1 (theo B

11.3

215 [1] )

X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

Fa0(2) = max (Fa0(2) ,Fs0(2) ) =843,115 (N)

Fa1(2) = max (Fa1(2) , Fs1(2) ) = 1576,425 (N)

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn.