thiết kế hệ thống băng tải

luận văn về thiết kế hệ thống băng tải

Thiết kế hệ dẫn động băng tải 3s 3s D 5 4 3 F v 1 2 T2 t2 t1 Tmm=1,3.T1 Tmm T1 tck= 8h t2=3h t1 =4h Hinh 1.1a Hinh 1.1b 1.Động cơ 3. Hộp Giảm Tốc 5.Băng tải 2.Nối trục đần hồi 4.Bộ truyền xích Số liệu cho tr ớc 1.Lực kéo băng tải F=6000 N 2.Vận tốc băng tải v=0.45 m/s 3.Đờng kính tang D=300 mm 4.Thời hạn phục vụ T h =42000 h 5.Số ca làm việcca=2 6.Góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài: 0 0 7.Đặc tính làm việc : Va đập vừa Khối l ợng thiết kế 1.1 bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ A0 2.1 bản vẽ chế tạo chi tiết khổ A3 3.1 bản thuyết minh Tính toán đồ án (Các số công thức ghi trong bản thuyết minh này đợc lấy theo chỉ số trong Tính toán hệ dẫn động cơ khí (TKHDĐ) Tập 1 và 2 -Trịnh Chất -Lê Văn Uyển 1.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1.Chọn động cơ Từ công thức (2.8), (2.10) và (2.11) ta có : t P Pct = = k . xbrl 24 0 =0,99.0,99 4 0,95.0,96 2 =0,83 Động cơ làm việc theo chế độ tải trọng thay đổi Pt=Ptd Theo đồ thị hình 1.1b P td = )( )3 .( 321 2 32 2 21 2 1 ttt tPtPtP ++ ++ Công suất trên trục tang: P 1 =(F.v)/(1000)= (6000.0,45)/(1000)=2,7 Kw Công suất tơng đơng : P td =2,7. 8 3.7,04.1 22 + =2,23 Kw Công suất sinh ra trên trục động cơ điện : P ct = 2,23/0,83 =2,68 Kw Số vòng quay của trục tang : n t = 30 . 3,0 2.45,030 . 2. = D v =28,5 (v/p) Dựa vào bảng 2.4 , chọn sơ bộ tỉ số truyền cho các bộ truyền: u x =2.5 ( tỉ só truyền bộ truyên xích ) u h =20.2 ( tỉ số truyền hộp ) 2 U hệ 50, vậy vận tốc đầu động cơ n dc 1430 (v/p). Theo bảng P.13 phụ lục-(TKHDĐ) với P=2.68 Kw, n dc =1430 (v/p) chọn động cơ K112M4; P=3 Kw; =82%; cos=0,83; n=1445 (v/p); = dn k T T 2 (>1,3) Đờng kính trục động cơ d=28 mm. 1.2 Phân phối tỉ số truyền Có rất nhiều phơng pháp phân phối tỉ số truyền, ở đây xuất phát từ yêu cầu về bôi trơn các bánh răng ăn khớp , tỉ số truyền đợc phân phối nh sau: Chọn tỉ số c=d w2 /d w11 1,3. Vậy .c 3 2,5. u 1 đợc xác định sơ bộ từ hàm số u 1 =f(u h ; .c 3 ), từ đồ thị hình 3.18- (TKHTDĐ). Với u h =20 ta có u 1 =5. u2= 4,04 1.3.Tính công suất, số vòng quay, mô men xoắn trên các trục *Trục 1: P 1 =P. k =2,97 Kw; n 1 =1445 v/p T 1 =9,55.10 6 .P 1 / n 1 =9,55.10 6 .2,97/ 1445=19628 (N.mm) *Trục 2: P 2 =P 1 ol . br =2,97.0,99.0,96=2,83 (Kw) n 2 =n 1 / u 1 =1445/ 5=289 (v/p) T 2 =9,55.10 6 .P 2 / n 2 =9,55.10 6 .2,83/ 289=97727 (N.mm) *Trục 3: P 3 =P 2 . ol . br =2,83.0,99.0,96=2,69 (Kw) n 3 =n 2 / u 2 =289/ 4.04=71,5 (v/p) T 3 =9,55.10 6 .P 3 / n 3 =9,55.10 6 .2,69/ 71,5=359294 (N.mm) Bảng kết quả tính công suất, mô men xoắn, số vòng quay và tỉ số truyền 3 Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất (Kw) 3 2,97 2,83 2,69 Số vòng quay (v/p) 1445 289 289 71,5 Tỉ số truyền 1 5 4.04 Mô men xoắn (N.mm) 19826 19628 97727 359294 2.Thiết kế các bộ truyền 2.1 Thiết kế bộ truyền xích Công suất truyền P x =P 3 . ol =2,69.0,99=2,66 Kw. Vận tốc đĩa xích dẫn n 1 =71,5 v/p, tỉ số truyền u x =2,5. Xích nằm ngang, trục đĩa xích có thể điều chỉnh đợc. Bộ truyền làm việc trong điều kiện bôi trơn đạt yêu cầu. Thiết kế: 2.1.1 Chọn loai xích Vì vận tốc không cao, ta chọn xích con lăn. 2.1.2.Chọn số răng theo điều kiện : Z 1 =29-2.u >=19 .Vậy lấy Z 1 =25. Số răng đĩa bị dẫn : Z 2 = u.Z 1 = 62 Tỉ số truyền thực của bộ truyền : u = 1 2 Z Z = 48.2 25 62 = 2.1.3 Xác định bớc xích K=K 0 .K a .K dc .K bt .K d .K c *.K 0 =1- Đờng nối tâm 2 đĩa xích nằm ngang. *.K a =1- Hệ số ảnh hởng khoảng cách trục ,chọn a=40.t. *.K d =1.35- Hệ số tải trọng động, bộ truyền làm việc có va đập. *.K bt =1.3- Hệ số bôi trơn, chế đọ làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu. *.K c = 1,25-Hệ số làm việc, bộ truyền làm việc 2 ca. *.K dc = 1- Hệ số điều chỉnh, bộ truyền có thể điều chỉnh. *.K x =1- Hệ số số dãy xích . Vậy K=2,19375. Hệ số vòng quay ( lấy n 01 =50): 4 K n = 699,0 5,71 50 1 1 == n n o Hệ số răng đĩa dẫn ( lấy Z 01 =25) : K z = 1 25 25 1 1 == Z Z o Công suất tính toán: P t =K.K n .K z .P/K x =2,19375.0.699.1.2.666= 4,08 (Kw) Tra bảng 12.5 (CTM 2) chọn xích loại P31,75-88500, công suất cho phép [P]=58,3 Kw, bớc xích t=31,75 mm 2.1.4.Tính sơ bộ khoảng cách trục, số mắt xích . Tính khoảng cách trục: a=40.t=40.31,75=1270 (mm) Tính số mắt xích: X=0,5.(Z 1 +Z 2 ) + 2 2 12 ).(25.0 .2 taZZ t a + X= 2 2 75,31.1270.)6225.(25,0 75,31 1270.2 )6225.(5,0 +++ X=124 Tính chính xác khoảng cách trục: a= [ ] 2 12 2 2121 ]/).[(2)].(5,0[).(5,0 25,0 ZZZZXZZXt +++ Thay số vào ta có: a=1264 mm Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn, ta rút bớt khoảng cách trục 1 lợng a=0,002.a Vậy lấy a=1262 2.1.5 Tính đờng kính các đĩa xích *.Đờng kính đĩa xích dẫn: d 1 = = ) 25 sin( 75,31 253 mm *.Đờng kính đĩa xích dẫn: 5 d 2 = = ) 62 sin( 75,31 627 mm 2.1.6 Tính lực tác dụng lên đĩa xích F r =k t .F t. =k t .6.10 7 .P/(Z1.n1.t) k t : Hệ số xét đến tác dụng của trọng lợng xích lên trục. F t =1,15.6.10 7 . 75,31.5,71.25 66,2 = 3230 (N) 2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng: 2.2.1 Bộ truyền cấp nhanh Thông số thiết kế: P=2.94 Kw; n1 = 1445 ; u=5 ; Thời gian làm việc T h =42000 h; Tải trọng thay đổi theo sơ đồ hình (1.1b). 2.2.1.1 Chọn vật liệu Do bộ truyền làm việc với tải trọng, công suất trung bình cùng với yêu cầu thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu nh sau: *Bánh lớn : Thép 50, tôi cải thiện ; Giới hạn bền b =750 Mpa; Giới hạn chảy c =530 Mpa; Độ rắn bề mặt HB=250 Mpa; *Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện; Giới hạn bền b =850 Mpa; Giới hạn chảy c =580 Mpa; Độ rắn bề mặt HB=260 Mpa; (Theo bảng 6.1) 2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép [ H ] = o Hlim .K HL / S H [ F ] = o Flim .K FL .K FC / S F Với thép C45, C50 ta có : o Hlim1 = 2.HB + 70 = 2.260 + 70 = 590 Mpa o Hlim2 = 2.HB + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa o Flim1 = 1,8.HB = 1,8.260 = 468 Mpa 6 o Flim2 = 1,8.HB = 1,8.250 = 450 Mpa S H =1,1; o Flim = 1,8.HB ; S F =1,75 (Theo bảng 6.2) K HL1 = mH HE Ho N N 1 1 ; K HL2 = mH HE Ho N N 2 2 Đối với bánh răng nghiêng, bằng thép m F =6 , m H =3; N HO1 =30.HB 2,4 =30.260 2,4 = 1,88.10 7 N HO2 =30.HB 2,4 =30.250 2,4 = 1,7.10 7 N HE2 = ].)[( .60 3 2 i i i i i t t T T cn = 60.(1445/5).42000.[1 3 .0,5 + 0,7 3 . 8 3 ] =582715035 > N Ho2 suy ra K HL2 =1. N E1 = N HE2. u > N HO1 K HL1 =1 Vậy: [ H1 ] = o Hlim1 .K HL / S H = 590.1/1,1=536,363 Mpa. [ H2 ] = o Hlim2 .K HL / S H = 570.1/1,1=518,181 Mpa. Với cấp nhanh, dùng bánh răng nghiêng ta có : (Theo 6.2) [ H ] = ([ H1 ] + [ H2 ])/2 = 527,272727 Mpa K FL1 = mF FE Fo N N 1 1 ; K FL2 = mF FE Fo N N 2 2 N FE2 = ].)[( .60 6 2 i i i i i t t T T cn = 60.(1445/5).42000.[1 6 .0,5 + 0,7 6 . 8 3 ] =439111237 >N Fo2 K FL2 =1 N FF1 =N FE2 .u = 2195556185 > N FO1 K FL1 =1. Với bộ truyền quay 1 chiều K FC =1. Vậy: [ F1 ] = o Flim1 .K FL .K FC / S F = 468.1.1/ 1.75 =267,4286 Mpa 7 [ F2 ] = o Flim2 .K FL .K FC / S F = 450.1.1/1.75 =257,1429 Mpa ứng suất quá tải cho phép: [ H ] max = 2,8.530 = 1484 Mpa [ F1 ] max = 0,8.580 = 464 Mpa [ F2 ] max = 0,8.530 = 424 Mpa 2.2.1.3 Tính toán các thông số bánh răng a.Tính sơ bộ khoảng cách trục: (Theo 6.15a) a w1 =K a .( u 1 + 1). 3 1 2 1 .][ baH H u KT Theo bảng 6.6 chọn ba =0,25. Chọn Ka=43 răng nghiêng bằng thép. bd =0,5 .(u 1 +1) . ba = 0,75 ( theo 6.16) Tra bảng 6.7 , chọn sơ đồ 3 ta có K H =1.12 ;T 1 = 19430,5 Nmm. a w1 =43 .( 5 + 1). 3 2 25,0.527,527 12,1.5,19430 =102 mm Lấy aw=102mm. b. Xác định thông số ăn khớp Theo 6.17 : m=( 0.01 ữ 0,02). a w = 1,02 ữ 2, 04 Chọn môdun pháp m=1.75- Theo bảng tiêu chuẩn 6.6. Lấy sơ bộ góc nghiêng ban đầu =10 0 . Theo (6.31) số răng bánh nhỏ: Z 1 = )15.(75,1 10cos.97.2 )1.( cos.2 + = + um a w =19 Z 2 =u.Z 1 = 95 Tính lại góc nghiêng : 8 cos =m .(Z 1 +Z 2 ) / (2.a w ) = 1,75 . (18 + 90)/(2.97) =0,9736 =13,2 0 Đờng kính bánh nhỏ : d w1 = 2.a w /(u+1) = 34,75 mm Đờng kính đỉnh răng <da1>: 37,65 mm Đờng kính đáy răng <df1>: 29,77 mm Đờng kính bánh lớn : d w2 = d w1 .u = 170,75 mm Đờng kính đỉnh răng <da2>: 174,25 mm Đờng kính đáy răng <df2>: 166,38 mm Đờng kính vòng cơ sở <db1>: 31,18 mm Đờng kính vòng cơ sở <db2>: 159,3 mm 2.2.1.4 Kiểm nghiệm các giá trị ứng suất *ứ ng suất tiếp xúc : ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: H = Z M . Z H . Z . 2 1ư 1 )1( 2 ww HvHH dub uKKKT + Z M = 275 Mpa (Bảng 6.5). Góc prôfin răng : t = tw = arctg (tg/cos) = arctg (tg 20/cos13,2)= 21 0 b = arctg(cos t .tg) = arctg(cos 21 .tg 13,2) = 12 0 Z H = 6735,1 )21.2sin( 2,13cos.2 2sin cos.2 == tw b (Công thức 6.34) b w = ba .a w = 102.0,25 = 25,6 mm. Theo công thức 6.38b: =[1,88-3,2 . ( Z 1 -1 + Z 2 -1) ].cos =[1,88-3,2 . (19 -1 + 95 -1 )] .cos 13.2 =1,5764 9 Z = 796,0 5764,1 11 == (Công thức 6.36c) Vận tốc vòng : v = . d w1 .n 1 / (6000) = 2,58 m/s. Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9, từ đó chọn K H = 1,09 , K F = 1,27. Bánh răng nghiêng có độ rắn HB < 350 , tra bảng 6.15 : H = 0,002 ; F = 0,006 Với m=1,75 ở cấp chính xác 9, tra bảng 6.16 g 0 =73. H = H . g 0 .v . u a w = 0,002. 73. 2,58. 5 102 = 1,7 K Hv = 1 + 05,1 09,1.12,1.19430.2 15,34.6,25.7,1 1 .2 1 1 =+= HH wwH KKT db Thay các kết quả tính toán trên vào biểu thức: H = Z M . Z H . Z . 2 1ư 1 )1( 2 ww HvHH dub uKKKT + = 275.1,67.0,79. 2 15,34.5.6,25 )15(05,1.09,1.12,1.19430.2 + = 512 Mpa H < [ H ] = 527,2727 Mpa. Vậy bánh răng đủ bền. *.ứng suất uốn : F = 2.T 1. K F .K F .K Fv .Y .Y . Y F1 / (b w . d w1 .m) Tra bảng 6.7, K F = 1,24. Với v < 5 chọn cấp chính xác 9 , K F = 1,4- theo 6.47. F = F .g 0 . v. 5 102 58.2.73.006,0 = u a w = 5,1 K Fv = 1 + F . b w . d w1 /(2.T 1 .K F .K F ) = 1 + 5,1. 25,6. 34,15/ (2.19430.1,24. 1,4) = 1,05 Với =1,576 , Y = 1/ = 1/1,576 = 0,634. Y =1- 13,2 /140 = 0,99. 10 [...]... rộng vành răng bw 25,6 Hệ số trùng khớp ngang 1,68 Đờng kính đỉnh răng Đờng kính đáy răng Đờng kính vòng cơ sở 12 2.2.2 Bộ truyền cấp chậm Thông số thiết kế: P=2.8 Kw; n1 = 289 ; u = 4,04 ; Thời gian làm việc Th=42000 h; Tải trọng thay đổi theo sơ đồ hình (1.1b) 2.2.2.1 Chọn vật liệu Bộ truyền làm việc với tải trọng, công suất trung bình cùng với yêu cầu thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu... df2 181,8 db1 42,8 db2 175,50 Mô dun m 2 Góc nghiêng răng 19,2 Góc ăn khớp tW 20,90 Chiều rộng vành răng bw 58,2 Hệ số trùng khớp ngang 1,6 Đờng kính đỉnh răng Đờng kính đáy răng Đờng kính vòng cơ sở 19 Trang này là sơ đồ phâ 3 .Thiết kế trục và chọn ổ lăn 3.1 Thiết kế trục 3.1.1 Thiết kế sơ bộ trục Trục 1: ( Sơ đồ phân tích lực trang bên ) Mô men xoắn truyền từ trục động cơ sang trục 1: T1 = 19628... nghiệm hệ số an toàn 26 Khi làm việc trục chịu tải trọng chu kỳ lặp đi lặp lại dễ bị hỏng vì mỏi, do đó phải kiểm tra hệ số an toàn trục tại các tiết diện nguy hiểm Trên biếu đồ mô men ta thấy mô men uốn tại tiết diện lắp bánh răng 3 lớn hơn tại tiết diện 2 rất nhiều Do đó chỉ cần kiểm tra hệ số an toàn tại tiết diện nay là đủ Hệ số an toàn cho phép : S 3 S 3 S3 = 2 2 S 3 + S 3 < [S3] =1,5 2,5 Hệ số... =0.77 k , k hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.Ta có k=1.85, k=1.75 Trục không sử dụng các biện pháp tăng bền =1 Vậy: S 3 = S3 = 365,5 212,5 = 4 S 3 = =14,7 1,85 1,75 43 6 + 0,05.6 1.0,88 1.0,75 4.14,7 4 2 +14,7 2 = 3.8 Hệ số an toàn này là phù hợp Trục đủ bền (không cần kiểm tra hệ số an toàn tại tiết diện lắp bánh răng 2) 3.2 Tính và chọn ổ lăn 3.2.1 Chọn sơ bộ ổ lăn Theo kết cấu trục... năng tải động của ổ: Tải trọng hớng tâm tác dụng lên ổ: FrA = 2 2 FAx + FAy = 797 N FrB = 2 2 FBx + FBy = 2400 N Tổng ngoại lực dọc trục: Fa = Fa3 Fa2 = 1391 262 = 1129 N Tải trọng động tơng đơng đợc tính theo công thức sau: PA = ( XVFrA + YSa ).kt.kđ PB = ( XVFrB + YSa ).kt.kđ ổ lăn có vòng trong quay V=1 Coi nhiệt độ làm việc trong ổ trong nhỏ hơn 1050-do đó kt =1 ổ lăn làm việc trong điều kiện tải. .. việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ do đó tải trọng thay thế tác dụng lên ổ lăn: 0.3 Ptt = P 0.3 0.3 P P t t 1 1 + 2 1 P P 1 t 1 t trong đó t1 = 21000 h t2= 15750 h t = 42000 h.P2 = 0,7.P1 Ptt = 2981 0.3 21 + 0,7 0, 3.0,375 42 = 2554 N Khả năng tải động của ổ : Cđ =Ptt L0,3 =2554 ( 60.289.42000 / 1000000 ) 0,3 = 22978 Cđ = 22978 < [Cđ] = 25600 N * Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh... 19628 Nmm Lực vòng trên khớp nối : FkC = 2 T1/ D0 = 2.19628/ 63 = 623 N Do sự không đồng tâm của các trục đợc nối, xuất hiện tải trọng phụ Lực vòng Ft , xác định theo công thức : Ft = (0,2 0,3) Ft Vậy Ft = 150 N Lực ăn khớp tác dụng lên trục 1: Cặp bánh răng 1-2 theo số liệu thiết kế có góc nghiêng =13,2 0, tw =200 Ft1 = 2.T1/dw1 = 2.19430/ 34,75 = 1118 N 20 Fa1 = Ft1.tg = 262 N Fr1 = Ft1.tgtw/cos =... nối giữa bánh răng và ổ lăn hạ đờng kính trục xuống d =25mm Để cố định bánh răng theo phơng tiếp tuyến dùng 1 then chữ nhật Các kích thớc cụ thể lấy theo công thức kinh nghiệm đợc ghi 21 trong bản vẽ thiết kế trục B k2 b1 d3 d2 d1 k1 k3 L12 hn Lk vt L13 L11 L23 Chọn các kích thớc trục nh sau: Chiều rộng ổ lăn lấy theo bảng 10.2 ,với đờng kính trục d =28mm.B=18mm Khoảng cách từ mặt bánh răng đến mặt trong... Y0.Fa tra bảng 11.6 ta đợc: X0 = 0,5; Y0 =0,47 PtA = 0,5 797 +0,47 1129 = 929 N PtB = 0,5 2400 +0,47 1129 = 1730 N . 3. Hộp Giảm Tốc 5 .Băng tải 2.Nối trục đần hồi 4.Bộ truyền xích Số liệu cho tr ớc 1.Lực kéo băng tải F=6000 N 2.Vận tốc băng tải v=0.45 m/s 3.Đờng. 20,9 0 58,2 1,6 19 Trang này là sơ đồ phâ 3 .Thiết kế trục và chọn ổ lăn 3.1. Thiết kế trục 3.1.1. Thiết kế sơ bộ trục Trục 1: ( Sơ đồ phân tích lực trang