Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải (Đề số 2A)

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Đề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I... – Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục... ?1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều

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 = 𝐏𝐥𝐯 𝛃

𝛈 KW 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 :

 = 0,96.0,96 0,993.0.92 = 0,8227

Công suất cần thiết Pct bằng :

P ct =𝐏𝐥𝐯.𝛃

8227 , 0

8246 , 0 2 , 5



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



với D=380mm : đường kính băng tải

Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht

Trong đó : uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang

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)

67,241

ph v





- 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:

𝑇đ𝑐 = 9,55 106.𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐 =

5,212

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

𝑇𝐼 = 9,55 106.𝑃𝐼

𝑛𝐼 =

4,95

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

𝑇𝐼𝐼 = 9,55 106.𝑃𝐼𝐼

𝑛𝐼𝐼 =

4,70241,67= 185728,47 𝑁𝑚𝑚 Momen xoắn trên trục công tác là :

𝑇𝑙𝑣 = 9,55 106.𝑃𝑙𝑣

𝑛𝑙𝑣 =

4,2880,42 = 508256,65 𝑁𝑚𝑚

 Ta có bảng thông số sau :

PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

I Bộ truyền đai thang

1.Chọn loại đai :

a.Các thông số đầu vào :

Thông số/Trục Động cơ I II Công tác

uđ=4 ubr=3 ux=3,005

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

– 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

– 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

1

T = (5,2 6,4).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

b b

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

 : 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

u u u

P1 = 5,212KW: công suất trên trục bánh đai nhỏ

𝑘đ : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được 𝑘đ=1,1 [𝑃0]: công suất cho phép Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được [𝑃0]=4KW (với v=24,3m/s và 𝑑1 = 160𝑚𝑚)

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 = 1700𝑚𝑚

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

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

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 : 𝑑𝑎 = 𝑑 + 2 ℎ0

Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : ℎ0=3,3 , t=15 ,e =10

Vậy : B = (2 – 1).15 + 2.10 = 35𝑚𝑚

𝐹𝑣 : Lực căng do lực li tâm sinh ra

Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : 𝐹𝑣 = 𝑞𝑚 𝑣2

𝑞𝑚 ∶ Khối lượng 1m chiều dài đai Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được 𝑞𝑚 =0,105 𝑘𝑔⁄ :=>𝐹𝑚 𝑣 = 𝑞𝑚 𝑣2 = 0,105.24,32 = 62 𝑁

Vậy ta có :

𝐹0 = 780.5,212.1,1 62 166

24,3.0,885.2   N –Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1 Tacó :

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 = 𝑃𝐼 = 4,95 KW

– Số vòng quay trên trục chủ động : 𝑛1=𝑛𝐼 = 725 𝑣/𝑝ℎ

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

– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : 𝑢1 = 𝑢𝑏𝑟 = 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:

H =

H

Hl H

s

k

.0 lim



F =

F

Fl Fc F



Trong đó :

F lim=1,8.HB ; sF=1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB1=260 ; độ rắn bánh lớn : HB2=250

kFc: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy kFc=1( tải trọng đặt một phía )

kHl;kFl: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1

𝑁𝐻𝐸;𝑁𝐹𝐸: 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

Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có:

t n T

T

.

T

.

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

ni, ti:Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i

H1= 536,36

1,1

1

H2= 518,18

1,1

1

1.468

= 267,43MPa

F2= 1 257,14

75,1

1

[F]max2=0,8.450 = 360 Mpa ;

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:

1 2

] ] [

).

1 [(

.

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

25,02

3.25,02

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)124,44mm

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 :

13

44,124.21

.2]].[

.)

1/[(

2 2

k k k

22 ,

86 ,

z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức

zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có

zH=1,76

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

.

 d m n

m/s H: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng

6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì H=0,006

g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56

H= 0,006.56.2,60

3

) 1 3 (

2 ,

= 8,33<230 thoả mãn Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12

Do đó kH = 1.1,09.1,12 = 1,22

Với các trị số vừa tìm được , ta có :

3 2 , 68 31 85 , 0

1 3 22 , 1 45 , 65203 2 87 , 0 76 , 1

Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

kF : Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸

2 ,

68 

= 22,21  kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31

Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53

Y =1/=1/1,74=0,57

Y=1-0

n/140 = 1 Với zv1=z1/cos(1) = 31/ cos(18,43) =32,68

39,3.1.59,0.73,1.45,65203

1 1

F F

F F

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 :

Hmax= H k qt  Hmax

Với H = 490,77 MPa

kqt = max  1 , 5

T T

Hmax = 490,77 1 , 5 = 601,07 MPa <Hmax= 1264 MPa

Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có:

Fmax= F .kqt Fmax

 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

70 , 67 5 , 77 54 , 122

31 5 0 1

5 0

09 , 203 5 , 232 54 , 122

31 5 0 1

5 0

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(71,570) = 233,61mm

9 Xác định lực ăn khớp :

Lực vòng : 𝐹𝑡1=𝐹𝑡2 = 2.𝑇1

𝑑𝑚1 = 2.65203,45

68,2 =1912,12 N

Thông số Trị số

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

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

Kiểm nghiệm lại ux: ux = 2

1

703,0423

Hệ số vòng quay : kn = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n01 = 200vg/ph

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 = 3,81 Suy 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 :

2

2 1 2

4

.)(

 +

2 2

1 2 1

2

) (

2 )]

( 5 , 0 [ 5

, 0



z z z

z x

z z

e Tính kiểm nghiệm xích về độ bền :

Theo công thức 5.15/t80/q1, ta có:

s =

v t

d F F F k

 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

kđ = 1,2

 Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft = 1000P/v

v - vận tốc trên đĩa dẫn z1:

v = 3

1

10.60

p n I

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

40oso 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 = 88500

1,2.1598,64 94,46 32,85  = 43,26 Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5

 s = 43,26 > [s] = 8,5 Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ

 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.√𝑘𝑟.(𝐹𝑡.𝐾đ+𝐹𝑣đ).𝐸

𝐴.𝑘đ  [H] 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:

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 1

2

1.2

E E

E E

 - 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:

10 1 , 2 35 , 3 5 , 1 64 , 1598 22 ,

= 305,84Mpa Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [H] = 600 MPa

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

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=80𝑜 >40o

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

Bước xích

p

31,75 mm

Bán kính đáy r 9,62 mm Đường kính chân răng

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

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

TI = 65203,45 Nmm; TII = 185728,47 Nmm;

[] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45

[] = (12…20) MPa; ta chọn [] = 12 MPa

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 được

gần 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:

– 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:

k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);

+ 𝑘2:Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:

k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 mm;

+ 𝑘3Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:

k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 10 mm;

+ ℎ𝑛: 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 :

a Tính phản lực tại các gối đỡ B và C:

- 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:

𝑀𝑥(𝐵)= 𝐹𝑟đ𝑦 𝑙12 − 𝑌𝐶 𝑙11 + 𝐹𝑟1 𝑙13 − 𝐹𝑎1.𝑑𝑚1

2 = 0

𝑌𝐶 = 𝐹𝑟đ𝑦 𝑙12 + 𝐹𝑟1 𝑙13 − 𝐹𝑎1.

𝑑𝑚12

𝑙11

=

67,7601,93.65,5 660, 26.160,80 220,02

F(y) = -𝐹𝑟đ + 𝑌𝐵 − 𝑌𝐶 + 𝐹𝑟1 = 0

=> 𝑌𝐵= 𝐹𝑟đ𝑦 + 𝑌𝐶 − 𝐹𝑟1 = 601,93 + 1381,48 − 660,26

= 1323,15 N

Vậy 𝑌𝐵,𝑌𝐶 có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

+ Phản lực theo phương của trục x:

1 ,

- Mô men xoắn 𝑇𝑧𝐴= TI = 65203,45Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

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

- Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB =√69220

0,1.56,5

3

= 23,05 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn M𝑥𝐶: M𝑥𝐶 = 𝐹𝑟1 (𝑙13 − 𝑙11) − 𝐹𝑎1 𝑑𝑚1/2 = 32641,13 Nmm

- Mô men uốn M𝑦𝐶: M𝑦𝐶 = 116256,90 Nmm;

- Mô men xoắn 𝑇𝑧𝐶 = 65203,45 Nmm;

- Mo men tương đương trên mặt cắt C:

𝑀𝑡đ𝐶 =√32641,132+ 116256,902+ 0,75 65203,452 = 133303,14 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC =√133303,14

0,1.56,5

3

= 26,68 mm;

- 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 B

- Mô men uốn 𝑀𝑦𝐷= 0;

- Mô men xoắn 𝑇𝑧𝐷= 65203,45 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt D: