Thiết kế hệ dẫn động băng tải.doc

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

MỤC LỤC

1 Chọn động cơ 3

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ 3

2.2 Phân phối tỉ số truyền 5

3.1 Số vòng quay trên các trục 6

PHẦN 2: TÍNH CÁC BỘ TRUYỀN 8

1 Thiết kế bộ truyền ngoài 8

1.1 Chọn loại xích 8

1.2 Chọn số răng đĩa xích 8

1.3 Xác định số bước xích 8

1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 10

1.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền mòn 11

1.6 Xác định các thông số của dĩa xích 12

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục 14

1.8 Các thông số của bộ truyền xích: .14

2 Thiết kế bộ truyền trục vít-bánh vít 15

2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục vít-bánh vít 16

2.2 Xác định ứng suất cho phép 16

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 18

2.4 Xác định các thông số 19

2.5 Kiểm nghiệm bánh vít 19

2.6 Xác định các kích thước bộ truyền 21

2.7 Tính nhiệt truyền động trục vít 22

2.8 Lực tác dụng lên trục 24

2.9 Các thông số bộ truyền trục vít 25

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 26

1 Chọn khớp nối 26

1.1 Tính chọn khớp nối 26

1.2 Lực từ khớp nối tác dụng lên trục 27

1.3 Bảng các thông số khớp nối: 27

2 TÍNH TRỤC 28

2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục 28

2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 28

2.3 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực 29

2.4 Đặt lực tác dụng lên các đoạn trục 30

2.5 Vẽ biểu đồ mômen cho trục I 30

2.5 Vẽ biểu đồ mômen 32

2.6 Xác định đường kính các đoạn trục 33

2.7 Chọn then 34

2.8 Kiểm nghiệm trục .36

PHẦN 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN 41

1 Trục I 41

1.1 Chọn loại ổ lăn 41

1.3 Xác định tải trọng tác dụng lên các ổ .42

1.4 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 44

1.5 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 47

2 TrụcII 48

PHẦN 5 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 49

1 Tính kết cấu của vỏ hộp 49

1.2 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp 49

1.3 Các chi tiết khác có liên quan 51

1.1.3 Vòng móc 51

2 Bôi trơn hộp giảm tốc 52

2.1 Công dụng 52

2.3 Bôi trơn ổ lăn 53

3 Bảng thống kê lắp ghép, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép 53

PHẦN 1: ĐỘNG HỌC PHẦN BĂNG TẢI

1 Chọn động cơ

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

+ Công suất tương đương xác định theo công thức: Pct =

ηt

Với : v= 0,72 m/s - vận tốc băng tải;

F= 5375 N - lực kéo băng tải;

+ Hiệu suất hệ dẫn động η:

η = ∏ηn

ib Theo sơ đồ đề bài thì : η =ηk.η3

ôl.ηtv.ηx;Tra bảng( 2.3) Ttttkhdđck tập1 , ta được các hiệu suất:

ηk = 0,99 - hiệu suất nối trục

ηôl = 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn;

ηtv = 0,80 - hiệu suất bộ truyền trục vít không tự hãm với Z1=2;

ηx = 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở ;

1 2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện

+ Số vòng quay của trục máy công tác là nlv tính theo công thức 2.16[1]:

un(sb): tỉ số truyền ngoài, ở đây bộ truyền ngoài xích: un(sb)=ux(sb)=2

uh(sb) tỉ số truyền của hộp giảm tốc, ở đây là bộ truyền trục vít:

Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc ≥ Pct , nđc≈ nsb

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđc= 1000 (vg/ph)

Đồng thời có mômen mở máy thỏa mãn:

mm =

Vậy ta cần chọn động cơ có: T

1 T

k dn

= Đường kính trục: 38 (mm)

Khối lượng : 93 (kg)

Kết luận động cơ 4A132M6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.

2 Phân phối tỉ số truyền

2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ dẫn động

Theo công thức 3.23[1] ta có:

u ndc 968 36,95

sb lv

Trong đó:

nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn

nlv: Số vòng quay của trục máy công tác

2.2 Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức 3.24[1] ta có:

usb= un.uh

Trong đó:

un: Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: un= ux

uh: Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc uh= utv

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích ux=2,5 thì tỉ số truyền của bộ truyền trục vít - bánh vít là:

+ Tốc độ quay của trục công tác: n*ct= 2

x

n

u =

64,52,5 = 25,8 (vg/ph)

3.2 Công suất tác dụng lên các trục

+ Công suất trên trục công tác: Pct= Pt= 4,13 (Kw)

PHẦN 2: TÍNH CÁC BỘ TRUYỀN

1 Thiết kế bộ truyền ngoài

Ta có bảng thông số của bộ truyền:

P= P2= 4,49 (Kw)T= T2= 664798,45 (Nmm) n= n2= 64,5 (vg/ph)

Với u = 2,5, theo bảng 5.4[1] ta chọn z1= 25 (răng) là số răng đĩa xích nhỏ

Số răng đĩa xích lớn được xác định theo công thức5.1[1]:

P: công suất cần truyền, P = 4,49(kW) Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là:

kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca,

kc=1,25

2

62 25 25, 42.889 25 62

25, 4 2 4 889π

−+

+ Số lần va đập của xích

Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:

i = z n1 25.64,5

0,9415.x = 15.114 =Theo bảng 5.9[1], với p = 25,4 thì [i] = 30

Q: Tải trọng phá hỏng được tra trong bảng 5.2[1]

Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p= 25,4 thì tải trọng phá huỷ Q = 170,1 (KN) =170100 (N), khối lượng 1m xích q = 7,5 (kg)

kđ : hệ số tải trọng động Do chế độ làm việc trung bình ⇒kđ = 1,2.

F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra, được tính theo công thức 5.16[1] :

Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

1.6 Xác định các thông số của dĩa xích

k F k +F E

0, 47

A.k

đ đ H

kr : Hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 25 (răng) tra bảng trang 87 sách tttkhdđ 1 ta có⇒kr = 0,42

Tương tự với răng đĩa xích 2 do chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện nên cũng có:

1.8 Các thông số của bộ truyền xích:

Loại xích Xích ống con lăn

T1= 55938,53 (N)

T2= 664798,45 (N)

n2= 64,5 (vg/ph)

Số ca làm việc: 2 (ca)Thời gian phục vụ: lh= 12500 giờ

n1: Số vòng quay của trục vít

T1: Mômen xoắn trên trục bánh vít

vs= 3,8 (m/s)< 5 (m/s) Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpAЖ 9-4 đúc

ly tâm có để chế tạo bánh vít có σb= 500(MPa), σch = 200 (MPa)

Theo bảng 7.2[1] ta sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít là thép tôi, độ rắn mặt ren đạt độ cứng HRC≥45

2.2 Xác định ứng suất cho phép

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép nên chỉ cần xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu làm bánh vít

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc

ЬpA Ж 9-4 ta có: với vs=3,8 (m/s) => [ ]σH =160(MPa)

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 7.6[1] ta có:

[ ] [ ]σF = σFO KHL

Trong đó [ ] σFO : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ

Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:

[ ] σFO =0, 25.σb +0, 08σch =0, 25.500 0, 08.200 141(MPa)+ =

KFL: hệ số tuổi thọ Theo công thức 7.9[1] ta có:

6 9 FL

FE

10K

n2: là số vòng quay của bánh vít trong 1 phút có: n2=64,5 (vg/ph)

t∑: Tổng số thời gian làm việc của bộ truyền t∑=lh=12500 giờ

=> NFE= 60.64,5.12500=4,84.10 7 (chu kì)

Do đó:

6 8

2 H

T K170

2.5.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 7.19[1] ta có điều kiện bền tiếp xúc của răng bánh vít là:

3 2 2

T K

z q170

w

.d n v

60000.cos

π

γ

=

Trong đó:

dw1 = m(q + 2x) = 10.(8 - 2.0) = 80 (mm)

' 1

s

KH: Hệ số tải trọng:

KH= KH β.KHv

Với KH β: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Do

tải trọng không nên ta có KH β=1

KHv: Hệ số tải trọng động Theo bảng 7.6[1], vs=4,18 (m/s)≤5 (m/s) ta có cấp chính xác chế tạo bộ truyền là 8 Tra bảng 7.7[1] ta có: KHv= 1,24

Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc

2.5.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Theo công thức 7.26[1]ta có điều kiện đảm bảo điều kiện bền uốn của bánh vít:

b2 : chiều rộng vành răng bánh vít, mm, theo bảng 7.9[1] ta có: với z1=

+ t0: Nhiệt độ môi trường xung quanh, t0= 20 0

+ Aq: Diện tích bề mặt hộp được quạt nguội, Aq=0,3A

+ A :Diện tích thoát nhiệt cần thiết

+ Ktq: Hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt được quạt, với số vòng quạt n=

+ β: hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời

gian do tải trọng ngắt quãng Do tải trọng không đổi => β=1

Từ điều kiện 7.31[1] ta có diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là:

1000 1 PA

Theo bảng 16.10a[2] với:

cf

t kn cf

0, 2 τ

Trong đó:

T là momen xoắn, Nmm[τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ] = 15 Mpa Trục 1 có: T1= 55938,53 (N)

-Trục 2 : chọn d2= 65 (mm)

2.3 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực.

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ

đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác Theo công thức 10.10[1], 10.11[1], 10.13[1] ta có:

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối, ta chọn nối trục vòng đàn hồi nên:

lm12= (1,4÷2,5).d1= (1,4÷2,5).35= (49÷87,5) (mm)Chọn lm12 = 50 (mm)

- Chiều dài mayơ đĩa xích :

lm23=(1,2÷1,5).d2= (1,2÷1,5).65 = (78÷97,5) (mm)Chọn lm23 = 85 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh vít:

z x

1

1 1 a

r t

Trong mặt phẳng tọa độ Oyz xét các phản lực Fyo, Fy1 sinh ra bởi các lực Fr1,

0 r1 13 a1 y1 11

r1 13 a1 y1

Thay vào 1 ta được : Fy0= 1448,7 (N)

Trong mặt phẳng O xét các phản lực Fx0, Fx1 xinh ra bởi lực Ft1

M d

0,1 σ

Với [ ] σ : Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục tra bảng 10.5[1] ta được [ ] σ = 63 (MPa).

Vậy đường kính trục tại các tiết diện :0, 2, 3 lần lượt là:

[ ]

td0 33

Tại tiết diện nối trục:

Kích thước tiết diện then:

lt= (0,8÷0,9).lm12= (0,8÷0,9).50 = (40÷45) (mm)

Chọn lt= 40 (mm)

Dựa vào bảng 9.1a[1] với d12= 35 (mm) ta có:

Dựa vào bảng 9.5[1] ứng với dạng lắp cố định, vật liệu thép, đặc tính tải trọng

2.55938,53

9,99(MPa) 35.40.8

2.7.2 Trục II.

Tại tiết diện lắp bánh vít :

Kích thước tiết diện then:

Tương tự ta cũng có:Kích thước tiết diện then:

Trong đó: [s]: Là hệ số an toàn cho phép [s]= 1,5÷2,5.

sσj: Là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτj: Là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếpTheo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

1 j

dj aj j 1

j

dj aj j

sksk

σaj,τaj : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

σmj,τmj : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:

y

j x j dj

y

k

k 1k

kk

k 1k

k

σ σ σ

τ τ τ

ky : Hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.9[1] với phương pháp tăng bền, ky= 1

j, j :

ε ε hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục Theo bảng 10.10

kσj, kτj : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

+ Tại tiết diện nguy hiểm 0 Ta xác định được các thông số:

0 0

2, 23(MPa).40

y

0 x 0 d0

τ τ τ

Vậy có:

1 0

1 0

1,56(MPa).45

y

3 x 3 d3

τ τ τ

Vậy có:

1 3

1 3

Dựa vào bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ kí hiệu ổ là 208 với các thông số:

+ Đổi chiều lực từ khớp nối:

0 r1 13 a1 y1 11

r1 13 a1 y1

Thay vào 1 ta được : Fy0= 1448,7 (N)

Trong mặt phẳng O xét các phản lực Fx0, Fx1 xinh ra bởi lực Ft1

Ta có các phương trình cân bằng:

+ V: Hệ số kể đến vòng nào quay Do vòng trong quay => V=1.

+ kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1 khi θ =105 C0

+ kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3 với tải trọng tĩnh =>

kđ= 1

+ X,Y : Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục Tra bảng 11.4

dựa vào trị số :

a r

F V.F

a01

r0

0, 249 e V.F = 1.1687,34 = <

Vậy với ổ 0 ta có:X=0,4 ; Y=0,4.cotg11,17=2,03

Với ổ 1 ta có : X=1 ;Y =0

Q0= (0,4.1 1687,34 +2,03.4852,14).1.1= 10524,78 (N)

Q1= (1.1.1687,34 +0.420,15).1.1= 1687,34 (N)

Do ổ 0 chịu lực lớn hơn nên chỉ cần tính cho ổ 0

Khả năng tải động của ổ 0 là:

Vậy ổ bi đỡ đảm bảo điều kiện bền động.

1.5 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

2 TrụcII

Trục có lắp bánh vít có lực dọc trục nên ta dùng ổ đũa côn

Dựa vào bảng P.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7313 có các thông số:

PHẦN 5 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

1 Tính kết cấu của vỏ hộp

Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết

và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm

Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32

1.2 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp.

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được trình bày trong bảng dưới đây.Trong đó:

a: khoảng cách trục ,chọn là khoảng cách trục bộ truyền trục vít

a = 190 (mm)

L,B: Chiều dài và chiều rộng của vỏ hộp

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03.a + 3 = 0,03.190 + 3 = 8,7(mm)

⇒ Chọn δ = 8 > 6(mm)

δ1 = 0,9 δ = 0,9 8 = 7,2 (mm)

⇒ Chọn δ1 = 7 (mm)Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ÷ 1)δ = 6,4 ÷ 8, chọn e = 7 (mm)

h < 58 => chọn h= 55 (mm)Khoảng 2o

Vít ghép lắp ổ, d4

Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d5

d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 ⇒ Chọn d3 =11 (mm)

d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2⇒ Chọn d4 = 8 (mm)

d5 = (0,5 ÷ 0,6).d2⇒ Chọn d5 = 6 (mm)Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

K2=E2+R2+(3÷5)mm=>Chọn

K2=42(mm)

E2= 1,6.d2 = 1,6 13 = 20,8 (mm)

R2 = 1,3 d2 = 1,3 13 = 16,9 (mm)C=D3/2=125/2=62,5 (mm)

k ≥ 1,2.13 =15,6 ⇒ k = 16 (mm)h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Hình 13: Một số kết cấu của vỏ hộp giảm tốc đúc

1.3 Các chi tiết khác có liên quan.

Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép dùng 2 chốt định vị.Chọn chốt định vị hình côn : Tra bảng 18.4b ta

2.2 Bôi trơn bộ truyền trục vít.

Phương pháp bôi trơn bộ truyền trục vít là phương pháp ngâm dầu Trục vít nằm dưới nên mức dầu phải ngập ren trục vít nhưng không được vượt quá đường ngang tâm con lăn dưới cùng Nếu không ngâm hết chiều cao ren trục vít thỡ nắp vũng vung dầu trờn trục vớt dầu được bắn lên bánh vít đến bôi trơn chỗ ăn khớp

2.3 Bôi trơn ổ lăn.

Cặp ổ đũa côn tren trục II được bôi trơn bằng mỡ Để tránh cặn bẩn và dầu bôi

trơn trong hộp bắn vào trong quỏ trỡnh làm việc ta phải làm nắp chắn mỡ

Cặp ổ đũa côn và ổ đỡ trên trục I bụi trơn bằng ngõm dầu

3 Bảng thống kê lắp ghép, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép.

Vòng trong của ổ lăn được lắp với trục theo hệ lỗ Vòng ngoài của ổ lăn được lắp lên vỏ hộp theo hệ trục

Bảng thống kê dung sai và lắp ghép.

0

-100-290

-100-315Vòng trong của ổ

+2Vòng ngoài của ổ

Φ

D7k6

Φ

+300

+21+2

+21-28

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Trịnh Chất –Lê Văn Uyển: Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,2- NXBKH&KT,Hà Nội, 2007

2 Nguyễn Trọng Hiệp- Chi tiết máy tập 1,2-NXBGD, Hà Nội, 2005

3 Ninh Đức Tấn- Dung sai và lắp ghép- NXBGD, Hà Nội, 2004