Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

ĐỀ 20 – PHƯƠNG ÁN 14 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Lực vòng trên băng tải, F(N): 17500

Vận tốc băng tải, v(m/s): 0.4

Đường kính tang dẫn của băng tải, D (mm): 600

Thời gian phục vụ, L(năm): 5

Số ngày làm / năm Kng: 290 ngày

Số ca làm trong ngày (ca): 1

t1 : 25 giây T1: T

t2 : 27 giây T2: 0.7T

1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỈ SỐ

Với Ƞkn : hiệu suất khớp nối

Ƞbr : hiệu suất bánh răng trụ trăng nghiêng

Ƞol : hiệu suất ổ lăn

Ƞx : hiệu suất bộ truyền xích

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

o Chọn động cơ 4A132M2Y3 có Pđc = 11kW và ndc = 2907 vòng/phút ở bảng phụ lục 1.3

 Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động:

Uch =

= = 228.36

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

Uh = 80

Tỷ số truyền của bộ truyền xích:

Ux =

= 2.85 Lập bảng đặc tính:

 Tính toán công suất trên các trục:

Pdc = 11kW

P4 = =

n3 = =

2) TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

- Chọn loại xích: dùng loại xích con lăn

- Xác định thông số của xích và bộ truyền:

+ Với u = 2.85 số răng đĩa nhỏ:

Z1=29-2u=29 – 2 × 2.85 = 23.3 vậy chọn Z1 = 25(răng) (nên chọn số răng là số lẻ để đĩa được mòn đều hơn, tăng được khả năng sử dụng)

- Số răng đĩa bị dẫn là:

Z2 = Z1.u = 25 × 2.85 = 71.25 (răng)  Z2 = 71 răng

 Hệ số điều kiện sử dụng xích: K

K= Kr Ka K0 .Kdc .Kb Klv

Kr = 1: Dẫn đồng bằng động cơ điện và trọng tải ngoài tác động lên

bộ truyền tương đối êm

 Công suất tính toán:

Pt = = = 10.26 (kW)

Pt = 10.26 kW < 10.5kW = [P]

(bảng 5.1 sách [3] ở cột no = 50 vòng/phút ) Chọn pc = 38.1 mm và po = 35MPa

 Tính toán các công thức:

Vận tốc trung bình:

v = =

= 0.59 (m/s) Lực vòng có ích:

Ft = =

= 12881.36 (N) Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc

)

X = 130.58 Chọn X= 132 mắt xích

L = pc× X = 38.1× 132 = 5143.5 (mm)

 Số lần va đập xích trong 1s:

i = = = 0.47 < [i] = 14 (bảng 5.6 sách [3] )

 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

s =

trong đó:

Q: tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 sách[1] thì Q = 127 kN và q = 5.5 kg Lực trên nhánh căng F1 = Ft = 12881.36 N

Lực căng ban đầu của xích:

Fo = 9.81×k×a×q = 9.81 × 6× 1.57× 35.5 = 508.26 (N) Lực căng do lực ly tâm gây nên:

Fv = q × v2 = 5.5× 0.592 = 1.9 (N)

 S =

= 9.5 > [s] = 7 ( Theo bảng 5.10 sách [1]với n=650(vòng/phút) ) Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bên

b) Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít)

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng

- Các thông số kỹ thuật

T1 = 35019.95Nmm

n = 2907 v/p

u = 3.2

- Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:

Chọn thép 45 đƣợc tôi cải thiện

Theo bảng 6.1 sách[1] đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn TB: HB1 = 250 đối với bánh bị dẫn ta chọn độ răn TB HB2 = 235 Vật liệu này có khả năng chạy rất tốt

- Số chu kỳ làm việc cơ sở:

NFE2 = =

= 0.34 × 109chu kỳ

Vì NHE1>NHO1 ; NHE2> NHO2 ; NFE1>NFO1 ; NFE2>NFO2

Cho nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

- Theo bảng 6.13[1] giới hạn mới tx và vốn các bánh răng xác định nhƣ sau:

σOH lim = 2HB + 70 suy ra:

σOH lim1 = 2 × 250 + 70 = 570 MPa

σOH lim2 = 2 × 235 + 70 = 540 MPa Giới hạn uốn:

σOF lim = 1.8 HB suy ra:

σF1 = × 1 = 257.14 MPa

σF2 = × 1 = 241.7 MPa

- Theo bảng 6.15[3] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn

ψbd = 0.4 theo tiêu chuẩn, khi đó:

ψbd =

= = 0.84 Theo bảng 6.4 [3], chọn KHB = 1.03 và KFB = 1.05

- Khoảng cách trục:

aw = 43(u + 1) √

= 43×(3.2+1) × √

= 94.7 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn aw = 100mm

- Modun răng

m = (0.01 ÷ 0.02)aw = 1 ÷ 2 Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 1.5 mm

= 47.6 (mm)

d2 = = 152.4 (mm) Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1 + 2m = 47.6 + 2×1.5 = 50.6 (mm)

da2 = d2 + 2m = 152.4 + 2×1.5 = 155.4 (mm) Khoảng cách trục:

aw =

=

= 125 (mm) Chiều rộng vành răng

b2 = ψbd × aw = 0.4 × 100 = 40 (mm)

b1 = b2 + 5 = 40 + 5 = 45 (mm) -Vận tốc vòng bánh răng

v = =

= 1.64

= √

=

√

= 330 µpa < [ ] Với [ ] = ×

= 4418.8

= 374.5 MPa Trong đó: = 0.9 ; = 1 ; = 0.85 × v0.1 = 0.85 × 7.270.1 = 1.036

d < 700mm => = 1

Do đó br thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc

- Ứng suất uốn tại chân răng:

= = 67.1

Ta kiểm tra độ bền uốn

=

=

= 139 MPa < =241.7 MPa Đảm bảo điều kiện về độ bền uốn

Hệ số tuổi thọ => =√

= √

= 0.95 Tra bảng 7.9 sách [3] có = 0.95

Vậy: = (0.76 ÷ 0.9 )

= (0.76 ÷ 0.9 ) × 200 × 0.95 × 0.95

= 137.18 ÷ 162.45 = 162.45 MPa ( Do trục vít đƣợc tôi với độ rắn > 450 HRC)

 Ứng suất uốn cho phép:

Do đó: KH = KHβ KHV = 1.01 1.4 = 1.414

Tính modun:

m =

= = 9.2 chọn m = 10 theo tiêu chuẩn

6 Xác định kích thước bộ truyền:

Trục vít Đường kính vòng chia = mq = 10 × 12.5 = 125 mm

Đường kính vòng lăn = m(q + 2x) = 10 × ( 12.5 + 20 ) = 130

mm Đường kính vòng đáy = + 2m = 125 + 2×10 = 145 mm

Góc xoắn ốc vít = arctg = arctg

= 9.09oChiều dài phần cắt ren trục vít ≥ (11 + 0.06 )m = ( 11 + 0.06 × 50 )×

10

= 140 mm Bánh vít

Đường kính vòng chia = m = 10 × 50 = 500 mm

Đường kính vòng lăn = m( +2 + 2x) = 10 × ( 50 + 2 + 2× 0.25)

= 525 mm Đường kính vòng đáy = m( – 2.4 + 2x) = 10 × ( 50 – 2.4 + 2×

0.25)

= 481 mm Khoảng cách trục = 0.5m( q + + 2x) = 0.5×10 × ( 12.5 + 50

+ 2× 0.25)

= 315 mm Đường kính lớn nhất bánh vít

≤ + = 525 + = 540 mm

Chiều rộng bánh vít ≤ 0.75 = 0.75 × 145 = 108.75 mm

7 Vận tốc trượt

Vs =

√ =

√ (m/s) Hệ số tải trọng: Kv=1.4, Kβ = 1.01, KH = 1.414 = KF Hiệu suất: ƞ Ƞ= 0.95

= 0.95

= 0.82 Với = arctg = arctg = 1.45o 8 Tính toán lại ứng suất cho phép [σH] = (0.76 ÷ 0.9) σbKHLCv Từ bảng 7.9 sách [3] có Cv = 0.88  [σH] = (0.76 ÷ 0.9)200 (MPa) Vậy [σH] = 150.48 MPa 9 Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của bánh vít σH = √ [σH] =

√ [σH] = 150.48 MPa 10 Xác định số răng tương đương bánh vít zv2 =

chọn hệ số YF2 = 1.45 theo bảng 7.10 [3] kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo công thức: σF =

[σF] = 30.83 MPa 11 Tính toán nhiệt = +

= 30 +

= 61.6 ≤ [ ] = 95oC

Nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép

12 Giá trị của các lực

= = =

= 7846.5 (N)

= = Tg( + p) = 7846.5 × tg( 9.09o + 1.45o)= 1460 N = = tg =7846.5 × tg20o

= 2856 Kiểm tra độ bền uốn của trục: σF

= 6.12 × 10-3 = 0.00612 = 0.00612 ≤ [ ] = ( 0.01 ÷ 0.005) m = (0.1 ÷ 0.05)

c) vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và giá trị các lực

d) Tính toán thiết kế trục và then

A Trục 1

Với T1 = 35019.95 Nmm

- Chọn vật liệu Chọn thép C45, có = 600 Mpa, = 50MPa, chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép = 20 MPa

- Chọn kích thước chiều dài trục:

+ Xác định sơ bộ đường kính trục:

d = √ = √

= 20.61 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn d = 21mm (tại vị trí đoạn trục đầu bên trái)

- Khoảng cách giữa các ổ trên bánh răng:

l = l1 + 2x + w

ta có: l1 = b1 = 45 mm

x = 10 mm (khe hở giữa bánh răng và thanh trong hộp giảm tốc)

w = 35 ( theo bảng 10.2 [3] với w = 25 ÷ 30 )

Fk = (0.2 ÷ 0.3)× Ftk = 0.25 × 1111.74 = 278 (N)

Fk chiều ngƣợc chiều lực vòng trên bánh răng

- Tính phản lực gối tựa

+ Xét trong mặt phẳng yOz Momen tại B:

ƩMB= = 0

 = -

 =

= 148.5 (N) Phương trình cân bằng lực:

ƩFy = 0

 RBy = = = (N)

+Xét trong mặt phẳng xOz Momen tai B:

- Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm ở mặt cắt tại vị trí đặt bánh răng trụ răng nghiêng

Mtd = √ = √ = 53636.7 (Nmm)

-Tính tiết diện tại mặt cắt nguy hiểm:

d12 18.82

 d12 = d14 = 25 mm -Tính chọn then bằng

+ Chọn vật liệu giống trục 1, chọn then tại vị trí lắp bánh răng trụ nghiêng theo bảng 9.1a [1]:

d13 = 30mm, ta có thông số:

b = 8 mm, h = 7 mm, l = 28 mm

Chiều sâu rãnh then: t1=4 mm, t2= 2.8mm

Bán kính góc lƣợn của rãnh: nhỏ nhất 0.16 mm, lớn nhất 0.25 mm Chiều dài làm việc của then: l1 = l = 28 mm

-Kiểm tra ứng suất cắt:

=

= 10.42 (MPa)

 < =[60,90] MPa -Kiểm tra ứng suất dập:

=

= 27.8 (MPa) < =150MPa -Chọn then bằng tại vị trí khớp nối đàn hồi

d11= 21 mm, chọn then 1 đầu tròn 1 đầu bằng

b = 6 mm, h = 6 mm, l = 28 mm Chiều sâu rãnh then: t1= 3.5 mm, t2= 2.8 mm Bán kính góc lƣợn của rãnh: nhỏ nhất 0.16mm, lớn nhất 0.25mm Chiều dài làm việc của then: l1= = = 25 (mm) Chọn 2 then bằng đặt cách nhau 180o tại vị trí lắp nối trục, khi đó xem nhƣ 1 then chịu 0.75T

Kiểm tra ứng suất cắt:

=

=

= 16.7 (MPa) < =[60,90] MPa Kiểm tra ứng suất dập:

=

=

= 40 (MPa) < =150Mpa -Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Tại mặt cắt 1- 3

s =

√ ≥

trong đó: =

=

Chọn hệ số an toàn = (1.5 ÷ 2.5) để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng = 0.436 = 0.436 × 600 = 216.6 (MPa) = 0.22 = 0.22 × 600 = 132 (MPa) = 0.88 = 0.81 (bảng 10.3 [3] ) = =

√

= √

= 14.25 (MPa) =

=

( ) = 3.54 (MPa) β = 1.7 ứng với trường hợp phun bi ( bảng 10.4 [3] ) Tra bảng 10.8[3] ta được = 1.75 và = 1.5 Tra sách [3] trang 359 ta được = 0.05 và = 0 Ứng suất trung bình: =0, = = 3.54 MPa Ứng suất cực đại: = = 14.25 MPa, = 2 = 7.08 MPa Vậy = 11.8 = 34.23  s = 211.2 > [s] = (1.5 ÷ 2.5) B Trục 2 Với T2 = 107582 Nmm [ = 10 MPa ( vì đây là trục trung gian ) d ≥ √ = √

= 37.75 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn d = 40mm ( tại vị trí bánh răng )

Khoảng cách giữa các ổ trên trục vít:

l = ( 0.9 ÷ 1) ( : đường kính vòng đỉnh bánh vít) chọn l = 500 mm

ƩMB = 0

 500 = - - 250 - Ma2 + Matv

 =

Phương trình cân bằng lực:

ƩFy = 0

 RBy = - - = - - 2856= (N)

+Xét trong mặt phẳng xOz Momen tai B:

ƩMB = 0

 RAx =

= (N) Phương trình cân bằng lực:

ƩFx = 0

 = = (N)

-Vẽ biểu đồ Momen

- Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm ở mặt cắt tại vị trí đặt trục vít

Mtd = √ = √ = 616739 (Nmm)

-Tính tiết diện tại mặt cắt nguy hiểm:

-Kiểm tra ứng suất cắt:

=

= 17.66 (MPa)

 < =[60,90] MPa -Kiểm tra ứng suất dập:

=

= 70.66 (MPa) < =150MPa -Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Tại mặt cắt 2- 3, d23=55 mm

s =

√ ≥

trong đó: =

=

Chọn hệ số an toàn = (1.5 ÷ 2.5) để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng = 0.436 = 0.436 × 600 = 216.6 (MPa) = 0.22 = 0.22 × 600 = 132 (MPa) = 0.81 = 0.76 (bảng 10.3 [3] ) = =

√

= √

= 39.6 (MPa) =

=

( ) = 1.65 (MPa) β = 1.7 ứng với trường hợp phun bi ( bảng 10.4 [3] ) Tra bảng 10.8[3] ta được = 1.75 và = 1.5 Tra sách [3] trang 359 ta được = 0.05 và = 0 Ứng suất trung bình: =0, = = 1.65 MPa Ứng suất cực đại: = = 39.6 MPa, = 2 = 3.3 MPa Vậy = 4.3 = 68.9  s = 4.3 > [s] = (1.5 ÷ 2.5) C Trục 3 Với T3 = 1961621.6 Nmm [ = 20 MPa ( vì đây là trục trung gian ) d1 ≥ √ = √

= 78.9 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn d = 80mm ( tại vị trí ổ lăn bên trái ), tại vị trí bánh vít

ƩMA = 0

 230 = - + 115

 = -18619.13 N Phương trình cân bằng lực:

ƩFy = 0

 RAy = - = 11652.066 N)

+Xét trong mặt phẳng xOz Momen tai B:

ƩMA = 0

 RBx =

= (N) Phương trình cân bằng lực:

ƩFx = 0

 = = (N)

-Vẽ biểu đồ Momen

- Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm ở mặt cắt tại vị trí lắp ổ lăn B

Mtd = √ = √ = 2458847.363 (Nmm)

-Tính tiết diện tại mặt cắt nguy hiểm:

d33 ≥ √

= √

= 78.9 (mm) chon theo tiêu chuẩn : d33 = d31 = 80mm

= √

= 2191290.6 Nmm

=> d32 = 85 mm

d34 = 70 mm -Tính chọn then bằng:

+ Chọn vật liệu giống trục 1, chọn then tại vị trí lắp bánh vít: chọn then đầu tròn

d32 = 85 mm

b = 22 mm ; h = 14 mm ; l = 90 mm Chiều sâu rãnh then: t1= 3 mm, t2= 5.4 mm

Bán kính góc lƣợn của rãnh: nhỏ nhất 0.4 mm, lớn nhất 0.6 mm Chiều dài làm việc của then: l1 = l - b = 90 – 22 = 68 mm

-Kiểm tra ứng suất cắt:

=

= 30.85 (MPa)

 < =[60,90] MPa -Kiểm tra ứng suất dập:

=

= 11.5 (MPa) < =150MPa Chọn then tại vị trí lắp đĩa xích:

d34 = 70 mm ; chọn then 1 đầu tròn 1 đầu bằng

b = 22mm ; h = 14mm ; l = 70 mm

Chiều sâu rãnh then: t1= 9 mm ; t2= 6.4 mm

Bán kính góc lƣợn của rãnh: nhỏ nhất 0.4 mm, lớn nhất 0.6 mm Chiều dài làm việc của then: l1 = l - = 70 – = 59 mm

Chọn 2 then đặt cách nhau 170o , khi đó mỗi then nhận 0.75T

-Kiểm tra ứng suất cắt:

=

=

= 32.38 (MPa)

 ≤ =[60,90] MPa -Kiểm tra ứng suất dập:

=

= 14.25 (MPa) ≤ =150MPa -Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

 s = 3.44 > [s] = [1.5 ÷ 2.5

=

= 0.3 < e Nên X=1, Y= 0

Tải trọng tương đương trên ổ A:

 Đảm bảo ka3 năng tải động

 Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh:

= 0.24 < e = 0.41

 X=1 ; Y = 0

=

= 3.15 > e = 0.41

 X=0.4 ; Y = = 1.46 Tải trọng quy ƣớc:

Do QB > QA nên tính cho ổ B : Qmax = 15.88 kN

 Do tải trọng thay đổi:

 Đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh:

= 0.34 > e = 0.42

 X=0.4 ; Y = = 1.4

=

= 0.34 < e = 0.41

 X=0.1 ; Y = 0 Tải trọng quy ƣớc:

Do QB > QA nên tính cho ổ B : Qmax = 24.2 kN ổ đũa nên m =

 Do tải trọng thay đổi:

 Đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh:

f) Chọn thân máy, bu long và các chi tiết phụ khác

- Bề mặt ghép nắp và than: bề mặt đi qua trục bánh vít để việc lắp bánh vít và các chi tiết khác lên trục được dễ dàng

- Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

+ Chiều dày thân và nắp hộp: 10mm

+Chiều dày gân tang cứng: 10mm

+Mặt bích nắp và than cùng có: chiều dày 20mm, chiều rộng 40mm

+ Đường kính lỗ gối trục: lỗ gối trục phải của trục vít có đường kính 140mm (lớn hơn đường kính đỉnh trục vít), sử dụng ống lót để dễ điều chỉnh 2 ổ đũa côn

Các lỗ gối còn lại chọn đường kính theo đường kính vòng ngoài của ổ