Thiết kế hệ dẫn động băng tải

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= 0,92 1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pyc= Plvη = 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 vπ 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

Pđc-công suất của động cơ theo bảng (xem [1]) Pyc-công suất yêu cầu của động cơ, xác định từ lực kéo và vận tốc yêu cầu của cơ cấu chấp hành (trục công tác) và hiệu suất hệ dẫn động.

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 số vòng quay của trục công tác và tỉ số truyền chung của hệ dẫn động.

[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

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

Số vòng quay trên trục 2 n2 = ubrn 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:

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

* 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 Thông số :

n1=339,29v/p n2=73,28v/p lh=13000h T1=69242Nmm

1 Chọn vật liệu:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau:

H0lim1 = 560 MPa; H0lim 2 = 530 MPa, F0lim1 = 441 MPa; 0Flim 2 = 414 MPa.

Do H>[H]’ không quá 4% nên thỏa mãn

Tính lại chiều rộng vành răng bw : bw= ba.aw.([ ]❑’¿ ¿

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

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Ys:hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Yr=1:hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

KxF :hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

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

Chọn khớp nối theo điều kiện:

Ứng suất xoắn cho phép: τ =15 ÷30 MPa Chọn [τ]= 28 MPa -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

σd= 2 k TII

z Do dc l3≤ [σd]

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

Vật liệu làm trục chọn là thép 45 thường hóa Tra bảng 6.1 về cơ tính của một số vật liệu, ta được: σb = 600(MPa); [τ] = 15 30 MPa.

4.Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn

Fr1 = Fr2 = Ft 1 tanαcosβ =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:

- 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

 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)

với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc êm,ta có [d] =100Mpa.

 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)

với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc êm,ta có [d] =100Mpa.

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:

trong đó : [s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

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 :

,aj,mj,mjlà biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

với W , W0jj là momen cản uốn và momen cả xoắn tại tiết diện j của trục.

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,tra B10.8197 [1]:Kx=1, 06 Ky - hệ số tăng bề mặt trục,phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1.

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

σ và 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 bánh đai:

Ta có: { ¿Mj=M2=0

¿Tj=TI=69242 Nmm

¿dj=24 mm

Do M2=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính riêng ứng

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]

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]

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:

Theo công thức: Cd 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

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

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

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

- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: dsbII = 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 - Mô men uốn MSx = 0;

- Mô men tương đương trên mặt cắt S: MStd = √0,75.3127732

= 270869,36 (Nmm); , - Kích thước của trục tại mặt cắt S: dS = 3

√270869,360,1.63 = 35,03(mm)

- Do tại mặt cắt S có lắp khớp nối, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là:

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q

- Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt P là:

dP = 36,49+ 0,04 36,49= 37,94 (mm); ta chọn dP = 48 (mm )

Như vậy để đảm tính công nghệ khi chế tạo ta chọn lại các kích thước trục 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 bền mỏi 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:

sj= sj sj

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 toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

 -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:

 = 0,05 ;  = 0

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: mj = 0 ; aj = maxj = Mj

Wj

- a, a, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do vậy:

Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo B10.8197 [1]:Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

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

Theo B10.36196 [1], trục có 1 rãnh then Với đường kính trục là d=48 mm, tra B9.1 a173[1], ta có các thông số của then bằng: b = 14 (mm), t1 =5,5

Theo B10.6196[1], trục có 1 rãnh then Với đường kính trục là d = 42 mm, tra B9.1 a173[1], ta có các thông số của then bằng: b = 12 (mm), t1 =5 (mm),

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:

σtđ=√σ2+3 τ2

Trong đó: σ =Mmax

0,1 d3; τ =Tmax

Mmax , Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải Theo biểu đồ mô men, ta có: Kqt = 2,2 ;

Mmax = Mu Kqt

Tmax = T Kqt

[] = 0,8 ch , với thép 45 thường hóa có: ch = 340 MPa;

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: σd= 2.TII

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

+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: σd= 2.TII

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

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

7.2: Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

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 

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

11.3215 [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)

Như vậy hai ổ lăn đảm bảo khả năng tải động.

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn.