Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Đề 2

Đồ án chi tiết máy ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI : ĐỀ THÔNG SỐ: Lực kéo băng tải : F=950 (N) Vận tốc băng tải : v=2,75(m/s) Đường kính tang: D=380 (mm) Thời hạn phục vụ: lh=8000 (h) Số ca làm việc : soca=1 (ca) Góc nghiêng đường nối tâm truyền @=150(độ) Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy Công suất làm việc P = Hiệu suất hệ dẫn động Trong đó,tra bảng B F v 950.2,75 = = 2,709 (KW) 1000 1000 η = η η ηđ η [1] ta được:  Hiệu suất truyền bánh : η  Hiệu suất truyền đai :  Hiệu suất ổ lăn : η  Hiệu suất khớp nối : => η = η ( ) η ηđ = 0,96 = 0,992 = = 0,96 η ηđ( ) η =0,96.0,9923.0,96.1=0,907 Công suất cần thiết trục động P 2,709 P = = = 2,99(KW) η 0,907 Số vòng quay trục công tác 60000 v 60000.2,75 n = = = 138,28(v/ph) π D 3,14.380 Chọn tỉ số truyền sơ u = uđ u Theo bảng B [1] chọn sơ bộ:  Tỉ số truyền truyền đai: uđ=2,5  Tỉ số truyền truyền bánh răng: ubr=4 =>usb = uđ ubr=2,5.4=10 Số vòng quay sơ trục động n = n u = 138,28.10 = 1382,8(v/ph) Tính số vòng quay đồng động Chọn nđ =1500(v/ph) Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy Chọn động Tra bảng phụ lục [1],chọn động thỏa mãn: Ta động với thông số sau: Kí hiệu động cơ: 4A100S4Y3 ⎧ Pđ = 3,0(KW) ⎨nđ = 1420(v/ph) ⎩ dđ = 28 (mm) Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền hệ: u = đ = , nđ = nđ = 1500(v/ph) Pđ ≥ P = 2,99 (KW) = 10,27 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: ubr= Tỉ số truyền cuả truyền ngoài: uđ = = , = 2,57 Vậy ta có: u = 10,27 u =4 uđ = 2,57 10 Tính thông số trục Công suất trục công tác: Pct = Plv = 2,709 (KW) Công suất trục II: , PII = = = 2,731(KW) η η , Công suất trục I: PI = = η , η , , = 2,868(KW) Công suất trục động cơ: , Pđc = = = 3,012(KW) η ηđ , , Số vòng quay trục động cơ: nđc = 1420 (v/ph) Số vòng quay trục I: nđ 1420 n = = = 552,5(v/ph) uđ 2,57 Số vòng quay trục II: n 552,5 n = = = 138,1(v/ph) u Số vòng quay trục công tác: n 138,1 n = = = 138,1(v/ph) u Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy Moment xoắn trục động cơ: Pđ 3,012 Tđ = 9,55 10 = 9,55 10 = 20256,76(N mm) nđ 1420 Moment xoắn trục I: TI =9,55 10 = 9,55 10 Moment xoắn trục II: , , P = 9,55 10 n Moment xoắn trục công tác: P T = 9,55 10 = 9,55 10 n 11 Lập bảng thông số T = 9,55 10 Thông số/Trục Động uđ = 2,57 3,012 1420 20256,76 P(KW) n(v/ph) T(N.mm) = 49573,57(N.mm) 2,731 = 188856,26(N mm) 138,1 2,709 = 187334,90(N mm) 138,1 I II ubr = 2,868 552,5 49473,57 Công tác ukn=1 2,731 138,1 188856,26 2,709 138,1 187334,90 II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT: Thông số yêu cầu: P = Pđ = 3,012 (KW) T = Tđ = 20256,76 (N.mm) n = nđ = 1420 (v/ph) u = uđ = 2,57 β = 150 (30 ) Chọn loại đai: Đai vải cao su Xác định đường kính bánh đai d = (5,2 ÷6,4) T = (5,2 ÷ 6,4) 20,256,76 = (141,75 ÷ 174,46) Chọn d theo tiêu chuẩn theo bảng B Kiểm tra vận tốc đai: ν= = , Sinh viên: Đỗ Đình Thọ , [1], ta d = 160 (mm) = 11,89 (m/s) GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy Xác định d : d = u d (1- ) = 160.2,57.(1-0,015) = 405,03 (mm), hệ số trượt ε = 0,01÷0,02, ta chọn ε = 0,015 Theo bảng B [1] chọn d = 400 (mm) Tỷ số truyền thực tế : u = ( Sai lệch tỷ số truyền: Δu = , 100% = , , = ) ( , ) = 2,54 100% = 1,16% (thỏa mãn) Xác định chiều dài đai khoảng cách trục: Khoảng cách trục : a= (1,5 ÷ 2,0).( d + d ) = (1,5 ÷ 2,0).560 = (840 ÷ 1120) Chọn a= 1120(mm) Chiều dài đai: L = a +π + ( = 2.1120 + 3,14 + ( , = 3132,06 (mm) Lấy L= 3132 (mm) Số vòng chạy đai : i = = ) ) = 3,8 (m/s) Xác định góc ôm bánh đai nhỏ = 180 - ( ) = = 180 - : ( ) Xác định tiết diện đai chiều rộng bánh đai: Diện tích đai : A= b.δ = F – Lực vòng : F = đ [σ ] = 167,8 , đó: , = , = 253,3 (N) K đ – Hệ số tải trọng động : Tra bảng B [1] ta K đ = 1,25 δ – Chiều dày đai : Được xác định theo cao su ta chọn được: ( ) Do : δ ≤ d ( ) = = 160 : tra bảng B [1] với loại đai vải = 5,3 Tra bảng B [1], ta dùng loại đai Ƌ-800 lớp lót, chiều dày đai δ = 3,75(mm), d = 140 (mm) Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy Ứng suất có ích cho phép: [σ ] = [σ ] C C C , đó: [σ ] = k - , với k , k hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu σ loại đai Do góc nghiêng truyền 60 ≥ β định kì điều chỉnh khoảng cách trục → σ = 1,6 Mpa Tra bảng B [1] với σ = 1,6 Mpa, ta k = 2,3, k = [σ ] = k - = 2,3 – , = 2,09 C – hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α : C = 1- 0,003(180 - α ) = 1- 0,003(180- 167,8) = 0,96 C – hệ số ảnh hưởng lực ly tâm đến độ bám đai bánh đai: C = - k (0,01.v -1), sử dụng vải cao su nên k = 0,04 → C = - k (0,01.v -1) = 1- 0,04(0,01.11,89 - 1) = 0,98 C – hệ số kể đến vị trí truyền phương pháp căng đai Tra B với góc nghiêng truyền β = 30 , ta C = Do vậy: [σ ] = [σ ] C C C = 2,09.0,96.0,98.1 = 1,97 Mpa Chiều rộng đai; b=[ đ ] = , , , , [1] = 42,88 (mm) Tra bảng B [1], ta b= 50 (mm) Chiều rộng bánh đai B: Tra bảng B [2] theo chiều rộng đai b= 50 (mm), ta B = 63 (mm) Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu : F = σ δ.b = 1,6.3,75.50 = 300 (N) Lực tác dụng lên trục : F = 2.F sin( ) = 2.300.sin( Bảng tổng hợp thông số truyền đai dẹt: P = 3,012 (KW) n = 1420(v/ph) T =20256,76 (Nmm) u = u = 2,54 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ , ) = 596,6 (N) GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Thông số β = 30 Đồ án chi tiết máy Ký hiệu Giá trị Loại đai : đai vải cao su Đường kính bánh đai nhỏ d 160 (mm) 400 (mm) Chiều rộng đai d b 50 (mm) Chiều dày đai δ 3,75 (mm) Chiều rộng bánh đai B 63 (mm) Chiều dài đai L 3132 (mm) Khoảng cách trục a 1120 (mm) Góc ôm bánh đai nhỏ α 167,8 Đường kính bánh đai lớn F Lực căng ban đầu F Lực tác dụng lên trục 300 (N) 596,6 (N) III Tính toán truyền động bánh côn thẳng: Thông số đầu vào : P = P = 2,868 (KW) T = T = 49473,57 (N.mm) n = n = 552,5 (v/ph) u=u =4 L = 8000 (gio) Chọn vật liệu bánh Tra bảng B 6.1 [1] , ta chọn: 92 Vật liệu bánh lớn:  Nhãn hiệu thép: 45  Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy  Độ rắn: HB = 192÷240 , ta chọn HB2=230  Giới hạn bền σb2=750 (MPa)  Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh nhỏ:  Nhãn hiệu thép: 45  Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện  Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 245  Giới hạn bền σb1=850 (MPa)  Giới hạn chảy σch1=580 (MPa) Xác định ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép:   H0 lim [  ]  Z R Z v K xH K HL  H SH  , đó:  [ ]   F lim Y Y K K R S xF FL  F SF Chọn sơ bộ:  Z R Z v K xH   YRYS K xF  SH, SF – Hệ số an toàn tính toán ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn: Tra bảng B 6.2 [1] với: 94  Bánh chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75  Bánh bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75  H lim ,  F0 lim - Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép ứng với số chu kỳ sở:  H0 lim  HB  70 =>   F lim  1,8 HB   HB1  70  2.245  70  560( MPa ) Bánh chủ động:  H0 lim1  F lim1  1,8 HB1  1,8.245  441( MPa )  H lim  HB2  70  2.230  70  530( MPa ) Bánh bị động:   F lim  1,8 HB2  1,8.230  414( MPa ) tải KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ trọng truyền: Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page   K HL  mH    K  mF  FL  NH N HE Đồ án chi tiết máy , đó: NF N FE mH, mF – Bậc đường cong mỏi thử ứng suất tiếp xúc Do bánh có HB mH = mF = NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất thử ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn: 2,4  N HO  30.H HB   N HO  4.10 N N N = 30 H = 30 H = N , , = 30 245 = 30 230 = 10 , , = 16,26 10 = 13,97 10 NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , đó: c – Số lần ăn khớp vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng bánh t∑ – tổng số thời gian làm việc bánh N = N = 60 c n t = 60.1.552,5.8000 = 265,2 10  , N = N = 60 c n t = 60 c t = 60.1 8000 = 66,3 10 Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= Do ta có:   H0 lim1 560 Z R Z v K xH K HL1  1.1  509,10 MPa) [ H ]  S 1,1 H1   0 530 1.1  481,82( MPa) [ H ]  H lim Z R Z v K xH K HL  SH 1,1   [ ]   F lim1 Y Y K K  441 1.1  252( MPa) R S xF FL1  F1 SF1 1, 75   F0 lim 414  [  ]  YRYS K xF K FL  1.1  236,57( MPa)  F2 SF 1, 75  Do truyền bánh côn thẳng Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page Đồ án chi tiết máy =>  H  min( H ,  H )  481,82 (MPa) b.Ứng suất cho phép tải [ H ]max  2,8.max( ch1 ,  ch )  2,8.580  1624( MPa)  [ F ]max  0,8. ch1  0,8.580  464( MPa ) [ ]  0,8.  0,8.450  360( MPa ) ch  F max 3.Xác định sơ chiều dài côn ngoài: Với R = K √u + ( ) [ ] ▪T1 mômen xoắn trục chủ động T1= TI=49473,57(N.mm) ▪[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 481,82( MPa) ▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh loại bánh răng: Đối với bánh côn thẳng làm thép => K R  50MPA1 U-Tỉ số truyền u=4 K be - => Hệ số chiều rộng vành : chọn sơ K be  0, 25 K be u 0, 25.4   0,57  K be  0, 25 KHβ, KFβ – Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính ứng suất tiếp xúc uốn: Tra bảng B - 6.21 [1] với 113 K be u  0,57  K be -Sơ đồ bố trí sơ đồ I - HB thỏa mãn 2T 2.197894 = = 77,6 MPa < 100 dl (h − t ) 34.50 (8 − 5) Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τ = 2T 2.197894 = = 23,28 MPa < [τ ] dl b 34.50.10 =>thỏa mãn 4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi Với thép 45 có:  b  600 MPa ,  1  0,436. b  0,436.600  261,6MPa  1  0,58. 1  0,58.261,6  151,728MPa theo bảng 10.7 ta có:    0,05 ,    Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng ta có : Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page 32  aj   max j  Mj Wj Đồ án chi tiết máy   mj  ; với W j  Mj Nên:  aj   max j  Wj   d 3j  32 bt1 d j  t1  2.d j (trục có rãnh then) Mj  d 3j 32 b.t1 d j  t1   2.d j Trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động ta có :  mj   aj  nên  max j   mj   aj  Tj 2.Woj  max j với W0 j   Tj 2.Woj   d 3j 16 bt1 d j  t1   2.d j Tj   d 3j bt1 d j  t1 2   2.   16  d j   Với thông số then, kích thước trục vị trí nguy hiểm.Ta có: Tiết Đường diện kính trục b*h t1 W W0 a a 2-3 34 10*8 3240 7098 13,9 2-2 35 0 4209 8414 11,8 2-1 40 12*8 5364 11647 5,6 8,5 PHẦN TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 5.1 Chọn ổ lăn cho trục I Chọn ổ bi đỡ chặn Chọn kết cấu ổ lăn theo khả tải động Đường kính trục chỗ lắp ổ lăn : d= 20 mm Tra phụ lục 2.11/262 với ổ cỡ trung ta chọn ổ bi đũa côn có kí hiệu 7304 có thông số sau : d= 20mm ; D=52 mm;   11,17 C= 25 kN ; C0 =16,6 kN Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page 33 Đồ án chi tiết máy 5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 5.2.1.Chọn loại ổ lăn Phản lực hướng tâm lên ổ : + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh F = F +F F = F = 516,62 + 457,29 = 689,93 N + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh +F Lực dọc trục: Fa1 =142,48N = 1097 + 599,57 = 1250,16 N Chọn ổ đũa côn dãy tra bảng P2.11 dựa vào đường kính ngõng trục d=40mm ta chọn sơ đũa côn cỡ trung 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn Đường kính trục chỗ lắp ổ: d= 35 mm Tra phụ lục 2.11/264 với ổ cỡ trung ta chọn ổ bi đũa côn có kí hiệu 7307 có thông số sau : d= 35mm ; D=80 mm;   12 C= 48,1 kN ; C0 =35,3 kN 5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn Fr2 Fr1 Fat Fs2 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ Fs1 GVHD: PGS TS Đỗ Văn Trường Page 34 Đồ án chi tiết máy Tính kiểm nghiệm khả tải trọng ổ Theo bảng 11.4 với ổ đũa đỡ chặn e  1,5.tan  1,5.tan12  0,32 Theo 11.7 lực dọc trục lực hướng tâm sinh ổ Fs  0,83.e.Fr  0,83.0,32.689,93  183, 24 N Fs1  0,83.e.Fr1  0,83.0,32.1250,16  332, 04 N F   FS  Fat =-332,04+142,48 =-189,56 (N)