Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải (đề số 2a)

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIĐề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.. Xác định công suất cần thiết của động cơ a.Công suất cần thiết Pct: P ct =P lv... Công suất c

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Đề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

a.Công suất cần thiết Pct:

P ct =P lv β

Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác

 : hệ số tải trọng tương đương

 : hiệu suất truyền động

Công suất trên trục công tác :

η = đbr³olk

đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3)

br= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín ( Tra bảng 2-3)

ol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)

x = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích ( Tra bảng 2-3) Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :

Công suất cần thiết Pct bằng :

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :

nSb= nlv.uht

Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác

uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Số vòng quay của trục công tác : nlv

Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht

ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

=> ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005

6 Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :

- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p)

- Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW

- Công suất trên trục I là : PI = Pđcđol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW

- Công suất trên trục II là : PII= PIbrol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW

- Công suất trên trục công tác : Plv= PIIxol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW

7 Xác định momen xoắn trên các trục :

Momen xoắn trên trục động cơ là:

T đc=9,55.106. P đc

n đc=

5,212

2900=17163,66 Nmm Momen xoắn trên trục I là :

T I=9,55.106. P I

n I=

4,95

725=65203,45 Nmm Momen xoắn trên trục II là :

T II=9,55 10 6. P II

n II=

4,70 241,67=185728,47 Nmm Momen xoắn trên trục công tác là :

T lv= 9,55.10 6. P lv

n lv=

4,28 80,42=508256,65 Nmm

 Ta có bảng thông số sau :

Thông số/Trục Động cơ I II Công tác

uđ=4 ubr=3 ux=3,005

b b

40 0

t

a.Các thông số đầu vào :

Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW

Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P

Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm

Tỷ số truyền : u1= uđ = 4

– Xác định các thông số của đai theo chỉ

tiêu và khả năng kéo của đai

– Xác định lực căng dây đai và lực tác

dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra :

Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng

Với :

Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW

Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P

– Theo hình 4.1/T59/q1 Ta chọn tiết diện

đai hình thang loại A

Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 Ta chọn loại thang thường Theo đó ,

thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau :

a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 :

Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định :

d1= ( 5,2 6,4).3 T = (5,2 6,4).1 317163,66

= 134,13 165,09 mm

Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d 1 =160mm

theo tiêu chuẩn

V n t c aiận tốc đai ốc đai đai : v =

Trong đó : uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai

ε : Hệ số trượt bộ truyền đai = 0,02

d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm

Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm

Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :

2 1

630

4,02.(1 ) 160.(1 0,02)

dt

d u

9,722500

2



k đ : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được k đ=1,1

¿ ¿]: công suất cho phép Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được ¿ ¿]=4KW(với v=24,3m/s và d1=160 mm ¿

C1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai

Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có l0=1700 mm

đai

Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn

6 Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , d a

Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :

Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e

Đường kính ngoài của bánh đai : d a=d +2 h0

F v : Lực căng do lực li tâm sinh ra

Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : F v=q m v2

q m: Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được

q m=0,105kg

m :=>F v=q m v2

=0,105.24,3=62 NVậy ta có :

dụng lên trục F r đ y 601,93N

II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :

1.Các thông số đầu vào :

– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa

– Số ca làm việc : 2 ca

– Công suất trên trục chủ động : P1=P I=4,95 KW

– Số vòng quay trên trục chủ động : n1=n I=725 v / p h

– Momen xoắn trên trục chủ động : T1=T I=65203,45 Nmm

– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : u1=u br=3

- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các

công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:

s F ; s H : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng6.2 /t94/q1 Ta có:

 H lim

0

= 2.HB + 70 ; s H =1,1  F lim

o

=1,8.HB ; s F =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB 1 =260 ; độ rắn bánh lớn : HB 2 =250 Khi đó :

N HE;N FE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1

n i , t i :Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i

 H  1 =

590.1 1,1 =536,36 MPa

 H  2 =

570.1 1,1 =518,18 MPaVới bánh răng côn răng thẳng ta có:

 H =min( H  1 ; H  2 )=518,18 MPa

 F  1 =

468.1

1,75 .1 = 267,43MPa

3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :

a Chiều dài côn ngoài :

Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức 6.52a/t112/q1 ta có:

Re= kR √ u2+1.3√ T1.kHβ[(1−kbe) .kbe.u.[σH]2]

Trong đó:

Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3 → kr=0,5.100=50(MPa)1/3

u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5

T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N

kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm

kH - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành

răng, với:

k be u 2−k be=

0 ,25 3 2−0 , 25=0 , 43

tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là

Ta được kH= 1,09

Re= 50 √ 32+1.3√ 65203, 45.1,09/[(1−0,25).0,25.3.(509,09)=124 ,44 mm

b.đường kính chia ngoài :

Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b/t 112/q1 :

mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm

Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 :

mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =

2,22 1−0,5.0,25=2,54 mm

Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó:

T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm

kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61/t116 /q1 : kH =kH.kH.kHV

kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộngvành răng , kH=1,09

kH:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữacác răng kH=1

kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63/t116/q1

Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

F2 = F1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa

Ta thấy { σ F1 < [ σ F1 ] ¿¿¿¿

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có :

 Fmax1=F1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < F1max

Fmax2=F2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < F2maxs

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn

8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :

Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có :

Đường kính chia ngoài : de

Chiều cao đầu răng ngoài : hae

hae1= (hte + xn1.cos).mte

= (1+0,3.1).2,5 = 3,25 mm

hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.2,5- 3,25 = 1,75 mm

Chiều cao chân răng ngoài : hfe

hfe1=he- hae1=5,5- 3,25 = 2,25 mm

hfe2= he- hae2 = 5,5 -1,75 = 3,75 mm

Đường kính đỉnh răng ngoài : dae

dae1 = de1 + 2.hae1.cos1= 77,5 + 2.3,25.cos(18,430) = 83,67 mm dae2 = de2 + 2.hae2.cos2= 232,50 + 2.1,75.cos(71,57 0) = 233,61mm

9 Xác định lực ăn khớp :

Lực vòng : F t 1=F t 2=2.T1

d m1 =

2.65203,45 68,2 =1912,12 N

Lực hướng tâm : F r 1=F t 1 tg α tw .cos δ1= ¿1912,12.tg 200 cos18, 430=660,26 N

F r 2=F t 1 tg α tw .sin δ1= ¿1912,12.tg 200 sin 18, 430=220,02 N

Lực dọc trục : F a 1=F r 2= ¿ 220,02 N ; F a 2=F r 1 = 660,26 N

Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn

Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: d m1 = 67,70 mm

Bị động: d m2 = 203,09 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: d e1 = 77,50 mm

Bị động: d e2 = 232,50 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh

răng

Chủ động: d ae1 = 83,67 mm

Bị động: d ae2 = 233,61 mm Góc côn chia của bánh răng Chủ động:  1 = 18,43 o

Bị động:  2 = 71,57 o

Chiều cao răng ngoài h e = 5,5 mm

Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: h ae1 = 3,25 mm

Bị động: h ae2 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh

Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u Z1= 3,005.23 = 69,12 răng

Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn

Ki m nghi m lểm nghiệm lạ ệm lạ ại ux: ux =

2 1

703,0423

Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích :

= 1,25 1 1,25 1,3 1,5 1,25 = 3,81Suy ra Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW

Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn :

23 702

 +

2 2

Trong đó:

 Q – tải trọng phá hỏng Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN

 Kđ – hệ số tải trọng động Trương hợp tải trọng va vừa , chọn

23.31,75.241,67

60000 = 2,94 m/s

 Ft =

1000.4,702,94 = 1598,64 N

 F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q a

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ

truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,02.a = 0,02 1267 = 25,34 mm

kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên

40o so với phương nằm ngang;

q: khối lượng 1 mét xích Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q = 3,8kg

 F0 = 9,81.2 3,8 1 267= 94,46(N)

 Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2

 Fv = 3,8 (2,94)2 = 32,85 (N)

Từ đó, ta tính được: s =

885001,2.1598,64 94,46 32,85  = 43,26Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5  s = 43,26 > [s] = 8,5 Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ

bền

f) Tính đường kính các đĩa xích:

  = 707,68 mm Ta lấy d2 = 708 mm  Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:

da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 31,75 [0,5 + cotg(180o/23)] = 246,87

Ta lấy da1 =247 mm da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 31,75 [0,5 + cotg(180o/70)] = 722,84

Ta lấy da2 =723 mm

 Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = d1 - 2r Trong đó: r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: H = 0,47.√k r (F t K đ+F v đ) E

Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5 11/t 86/q1, với vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện HB170 [H] =600MPa

Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N

Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

 Fvd1 = 13 10-7 241,67 (31,75)3 1 = 10,05 N

k đ- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd =

1 (xích 1 dãy)

Kđ - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,5 (tải trọng va đập vừa)

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc

vào z tra trang 87/q1, với z1 = 23  kr1 = 0,48

E =

2 E1 E2

E1+E2 - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô

đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 Mpa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12/t87/q1,

ta có: A = 262 mm2; Thay các số liệu trên vào công thức H ta tính được:

- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [H] = 600 MPa

Như vậy: H1 = 452,38 MPa < [H] = 600 MPa ;

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20/t88/q1:

Frx = kx Ft

Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx =

1,05 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc α=

Số mắt xích

x c 128 Khoảng cách trục a 1267 mm

Số răng đĩa xích

Z1 23

Z2 70 Vật liệu đĩa xích

Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 tôi cải thiện Đường kính vòng chia

Đường kính chân răng

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập vừa Chọn vật liệu chế tạo trục

là thép 45 có σ b=600 MPa ,tôi cải thiện Ứng suất xoắn cho phép

Từ đó ta có kết quả như sau: d2

- Đường kính sơ bộ của trục I: d1= 35 mm;

- Đường kính sơ bộ của trục II: d2= 45 mm;

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định đượcgần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 /t189/q1, ta có:

- Với:d1 = 35 mm  bo1 = 21 mm;

- Với:d2 = 45 mm  bo2 = 25 mm;

2 Xác định các khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực.

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

– Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức:

lmik = (1,2…1,4)dik

Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn;

Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ:

lm13 = (1,2…1,4) 35 = (42…49) mm; lấy lm13 = 45 mm; Chiều dài moay ơ bánh đai lớn :

lm12 = (1,2…1,5) 35 = (42…52,5) mm; lấy lm12 = 50 mm; Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn:

lm22 = (1,2…1,4) 45 = (54…63) mm; lấy lm22 = 60 mm; Chiều dài moay ơ đĩa xích nhỏ :

lm23 = (1,2…1,5) 45 = (54…67,5) mm; lấy lm23 = 65 mm;– Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10 3/t189/q1, ta có: + k1:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

+ h n: Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:

hn = (15…20) mm; lấy hn =20 mm

Xác định chiều dài của các đoạn trục:

Theo bảng 10 4 - 191 [1], xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn

Sơ đồ phân tích lực đặt lên trục I và trục II

Số liệu đã tính toán trong các phần trước :

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai

phương x và y như hình vẽ Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y:

2 1381,48N



F(y) = -F r đ+Y B−Y C+F r 1=0

=> Y B= F r đ y+Y C−F r 1=601,93+1381,48−660,26

= 1323,15 N

Vậy Y B,Y C có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

+ Phản lực theo phương của trục x:

10.5/t195/q1, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [] = 56,5 Mpa

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

d =

3

] [

1 ,

td M

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15và10.16/t194/q1 momen tương đương được tính theo công thức :

Mtd = M x2 M y2 0,75.M z2

 Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn Mx A = MA y = 0

- Mô men xoắn T z A= TI = 65203,45Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

M tđ A = √0,75 (65203,45)2 = 56467,84 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA =3

√56467,840,1.56,5 = 21,54 mm