đồ án cơ sở thiết kế máy xích tải

Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.1 Chọn động I.1.1 Xác định công suất cần thiết động - công suất làm việc động xác định theo CT 2.11[I] Plv== =2,89( KW) Trong đó: + Plv :là cơng suất trục tang quay đĩa xích, kW +F=8250 N : lực kéo xích tải +v=0,35 m/s : vận tốc xích tải,m/s - Cơng suất tương đương động theo CT 2.14[I] Ptđ = Plv Trong đó: + hệ số xét tới thay đổi tải trọng không = = = 0,78 Trong đó: Ti: cơng suất thứ i, (kW) :mơmen lớn nhất,(kW) ti: thời gian mômen thứ i tck :là thời gian chu kỳ động Ptđ = 2,89.0,78= 2,2542 (kW) -Công suất cần thiết trục động là: Theo cơng thức 2.8 [I] Trong : + Pct công suất cần thiết trục động cơ, kW; + η hiệu suất toàn hệ thống Theo CT 2.9 [I] η = ηđ.ηbr.ηx Trong theo bảng 2.3[I] ηđ = 0,95 hiệu suất truyền động đai (để hở) ηbr = 0,97 hiệu suất truyền bánh trụ che kín ηol = 0,99 hiệu suất cặp ổ lăn ηx = 0,93 hiệu suất truyền xích Vậy ta có: η = 0,95.0,97 .0,93= 0,84 Ta có cơng suất cần thiết trục động là: Pct = = 2,68 (kW) Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động I.1.2 Xác định số vòng quay động Theo CT 2.18[I] xác định số vòng quay sơ động là: nsb = nlv Trong đó: nlv số vòng quay trục cơng tác,v/p nlv xác định CT 2.16 tài liệu [I]: nlv = ; Trong đó: v=0,35 m/s - vận tốc xích tải z=19 - số đĩa xích tải p=31,75 mm - bước xích tải => - Số vòng quay sơ : nsb= nlv = (v/p) nlv usb Trong : usb = uđ.ubr.ux uđ -Tỉ số truyền sơ truyền đai (đai thang) ubr - tØ sè truyÒn s b truyền bánh (hp cp) ux - tØ sè trun sơ cđa bé trun xÝch Tra bảng 2.4 [I] chọn : Vậy usb = 3,15.4.3 = 37,8 => nsb =34,81.37,8 = 1315,81(v/p) I.1.1 Chọn động Theo CT 2.19 2.6 [I] Ta phải chọn động có: Tra bảng P1.3 [I] ta chọn động có tên là: 4A100S4Y3 Bảng số liệu động cơ: Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động Kiểu động Cơng suất (Kw) Vận tốc quay (v/p) Đường kính trục (mm) cos 4A100S4Y3 3,0 1420 28 0,83 % 82 2,2 2,0 I.2 Phõn phi t s truyn Để phân phèi tØ sè trun cho c¸c bé trun, theo CT 3.23[I] ph¶i tÝnh tØ sè trun cho tồnbé hƯ thèng: ut = = = 40,79 Mặt khác ta có: ut = uđ.ubr ux Chọn theo bảng 2.4 tài liệu [I], chọn : + tỉ số truyền truyền bánh răng: ubr = + tỉ số truyền truyền đai là: uđ= 3,15 => ux = = = 3,24 I.3 Xác định thông số trục Tính cơng suất trục Trục II: PII= = 2,47(kW) Trục I: PI = = = 2,58(kW) Trục động cơ: Pđc = = = 2,71(kW) Tính tốn tốc quay ca cỏc trc Trục động cơ: nđc = 1420 (v/p) Trôc I: nI = = = 450,79(v/p) Trục II: nII = = =112,70 (v/p) Trục công tác : nct = = = 34,78(v/p) Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động 3.Tính momen xoắn trục Ta có momen xoắn trục sau: Trục động cơ: T®c = = = 18225,70 (N.mm) Trục I: TI = = = 48301,87(N.mm) Trục II: TII = = = 209303,46(N.mm) Trục công tác : Tct = = = 793545,14(N.mm) Bảng kết tính tốn thông số trục: Trục Động I II LV 2,71 2,58 2,47 2,89 Thông số Công suất P ( kW) Tỷ số truyền u Số vòng quay n ( v/ph) Mômen xoắn T (N.mm) 3,15 1420 18225,70 450,79 48301,78 3,24 112,70 34,78 209303,76 793545,14 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động Phần II - Tính tốn thiết kế truyền ngồi 2.1 Tính tốn thiết kế truyền đai thang 2.1.1 Chọn loại đai tiết diện đai - Các thông số động tỉ số truyền đai , ; - Do khơng có u cầu nên ta chọn đai hình thang thường loại A - Tra bảng 4.13 tài liệu [I] ta chọn sau: Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích A () () Thang A Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải - Hình vẽ thể kích mặt cắt ngang dây đai Thiết Kế Hệ Dẫn Động thước 13 2,8 11 400 2.1.2 Xác định thông số truyền đai - Đường kính bánh đai nhỏ : theo dãy tiêu chuẩn chọn - Tính vận tốc bánh đai: nhỏ vận tốc đai cho phép - Chọn - Từ tính đường kính bánh đai lớn Theo cơng thức 4.2 tài liệu [I] = 140.3,15.(1-0,01)=436,59mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 tài liệu [I] chọn Suy tỉ số truyền thực tế Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động < 4% sai số tỉ số truyền - Xác định khoảng cách trục a Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau: Công thức 4.14 tài liệu [I] Dựa vào tỉ số truyền đường kính chọn chiều dài sơ khoảng cách trục a theo bảng 4.14 tài liệu [I] - Chiều dài đai sơ l Theo công thức 4.4 tài liệu [I] Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I] chọn - Số vòng chạy đai Theo công thức 4.15 tài liệu [I] - Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài liệu [I] Trong đó: - Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục a Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động thỏa mãn điều kiện - Góc ơm xác định theo cơng thức 4.7 tài liệu [I] với điều kiện Góc thỏa mãn điều kiện 2.1.3 Xác định số đai Số đai z tính theo cơng thức 4.16 tài liệu [I] Trong đó: - công suất bánh đai chủ động - Tra bảng 4.19 tài liệu [I] công suất cho phép - Tra bảng 4.7 tài liệu [I] hệ số tải trọng tĩnh (làm việc 1ca) - hệ số kể đến ảnh hưởng góc ơm ,theo bảng 4.15 tài liệu [I] ,lấy - Tra bảng 4.16 tài liệu [I] hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai - Tra bảng 4.17 tài liệu [I] hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền - Tra bảng 4.18 tài liệu [I] hệ số kể đến ảnh hưởng phân bố không tải trọng cho dây đai Chọn số đai - Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I] Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động Tra bảng 4.21 tài liệu [I] , - Đường kính ngồi bánh đai tính theo cơng thức 4.18 tài liệu [I] Đường kính ngồi bánh đai nhỏ : Đường kính ngồi bánh đai lớn : 2.1.4 Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục - Lực căng ban đầu xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I] Trong đó: lực căng ly tâm sinh Theo cơng thức 4.20 tài liệu [I] Trong đó: Tra bảng 4.22 tài liệu [I] khối lượng 1m chiều dài đai vận tốc vòng đai cơng suất trục bánh đai chủ động Vậy lực căng ban đầu Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động - Lực tác dụng lên trục tính theo cơng thức 4.21 tài liệu [I] thơng số truyền đai Đường kính bánh đai nhỏ (mm) Đường kính bánh đai lớn (mm) Chiều rộng bánh đai (mm) Lực căng ban đầu (N) Lực tác dụng lên trục (N) Chiều dài dây đai l (mm) Số đai (z) 1800 Góc ơm Khoảng cách trục a (mm) 407,36 10 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Trục II: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Mặt cắt nguy hiểm mặt cắt (1) (3) : Xét mặt cắt (1) = = 167518,37 (Nmm); Có d = 40 => = = = 26,17 MPa Lấy = = 1,4 => = T =209303,76.1,4 = 293025,26 MPa => = = = 76,25MPa => = = 110,07 < 272 MPa => bền tĩnh (1) Xét mặt cắt (3) = = 147951,48 (N.mm) Có d = 45 => = = =16,24 MPa Lấy = = 1,4 => = T =209303,76.1,4 = 293025,26 MPa => = = = 34,87 MPa => = = 77,7 < 272 MPa => bền tĩnh (3) 64 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải =>vậy trục II bền tĩnh Thiết Kế Hệ Dẫn Động Phần V – TÍNH CHỌN Ổ LĂN 1.Chọn ổ lăn cho trục I a.Chọn loại ổ lăn Trong q trình tính tốn ta tính Fa1=466,86 ; Fr0=== 1152,36 N 65 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Fr1=== 3903,96N Thiết Kế Hệ Dẫn Động Frmin= Fr0=1152,36 N Ta có Fa1/Fr0 = 466,86/1152,36 = 0,405 >0,3 ta chọn ổ bi đũa côn dãy,với d=30mm Tải trọng hướng tâm nhỏ, có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ dãy cỡ trung cho gối đỡ Chọn sơ kích thước ổ theo bảng P2.7 [I] ổ bi đỡ dãy ta tra thông số: Sơ đồ tính tốn Ký d, D, d1, D1, B, hiệu m m mm m m m m m m 730 30 72 58 50, 19 C1, T, m m mm 17 20.7 r, r1, mm mm 2,0 0,8 , C, Co, (o) kN kN 13,5 40 29,9 66 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động b.Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Khả tải động ổ xác định theo CT 11.1[I]: Cđ = QE C Trong đó: QE tải trọng động tương đương , kN m – Bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, với ổ bi m=3 L tuổi thọ tính triệu vòng quay; gọi Lh tuổi thọ ổ tính theo CT 11.2[I]: Lh= => L = 67 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Trong đó: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Lh tuổi thọ làm việc ổ: Lh= 20000 n số vòng quay trục I; n= 450,79 v/p ta có L = = = 540,94 triệu vòng Tính tải trọng động quy ước theo CT 11.3[I]: Q = (X.V.Fr+ Y.Fa) kt.kđ Trong đó: Fr Fa tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục , kN V- hệ số kể đến vòng quay; vòng quay V=1 kt -hệ số ảnh hưởng nhiệt độ, kt= với � = 105C kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng ; tra bảng 11.3[I] va đập êm ta lấy kđ = 1,2 X,Y hệ số tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục -xét tỷ số = = 0,015 tra bảng 11.4[I] ta hệ số e = = 0,41 > e = 0,19 tra bảng 11.4[I]: ta X = 0,56;Y = 2,3 68 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Vậy tải trọng động quy ước là: Thiết Kế Hệ Dẫn Động Q0 = (X.V.Fr0+ Y.Fa) kt.kđ = (0,56.1 1152,36 + 2,3.466,86).1.1,2 = 1719,1 N Ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ (1) Tính tải trọng động quy ước:theo CT 11.3[I]: Q1 = (X.V.Fr1+ Y.Fa) kt.kđ Trong đó: Fr Fa tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục , kN V- hệ số kể đến vòng quay; vòng quay V=1 kt -hệ số ảnh hưởng nhiệt độ, kt= với � = 105C kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng ; tra bảng 11.3[I] ta lấy kđ= 1,2 X,Y hệ số tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục -xét tỷ số = = 0,015 tra bảng 11.4[I] ta e 0,19 = = 0,07 < e = 0,19 tra bảng 11.4[I]: ta X=1;Y=0 Vậy tải trọng động quy ước là: Q1 = (X.V.Fr1+ Y.Fa) kt.kđ = (1.1 3903,96 + 0.466,861.1,2 = 3903,96 N Ta thấy Q1= 3903,96 N > Q0 = 1180,47 N chọn Q = Q1 = 3903,96 N Tải trọng động tương đương xác định theo CT 11.13[I]: 69 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải QE= = Q Thiết Kế Hệ Dẫn Động =3903,96 =3040,17 N=3,04017 KN Khả tải động ổ xác định theo CT 11.1[I]: Cđ = QE.= 3,04017 = 24,78 kN < C = 40 kN c.Tính kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Ta xét vị trí ổ chịu lực lớn Fr1= 1990,49 N; Fa1=466,86N Tải trọng tĩnh tác dụng lên ổ lăn Theo CT 11.19[I]: Qt = Xo.Fr1+Yo.Fa1 Trong đó: X0; Y0 hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục ; Theo bảng 11.6[I], với ổ bi đỡ dãy => Xo= 0,6; Y0 = 0,5 Vậy Qt = 0,6.1990,49 + 0,5.466,86 = 1427,72 N 0,3 = = 0,38 > 0,3 Do ta chọn ổ bi đũa côn cỡ nhẹ với d =40 mm Tra bảng P 2.7 [I] ta có thơng số ổ bi đỡ dãy : Ký hiệu d, m m D, D1, d1, m mm mm B, m C1, T, m mm r, m r1, m , C, Co, (o) kN kN 71 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải m m m 720 40 80 66, 59, 18 17 Thiết Kế Hệ Dẫn Động m 19.7 m 2,0 0,8 14,3 39, 30, Sơ đồ tính tốn 72 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động b.Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Khả tải động ổ xác định theo CT 11.1[I]: Cđ = QE C Trong đó: QE tải trọng động tương đương , kN m – Bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, với ổ đũa m=10/3 L tuổi thọ tính triệu vòng quay; gọi Lh tuổi thọ ổ tính theo CT 11.2[I]: Lh= => L = Trong đó: Lh tuổi thọ làm việc ổ: Lh= 20000 n số vòng quay trục II; n= 112,70 v/p ta có L = = = 135,24 triệu vòng Tính tải trọng động quy ước theo CT 11.3[I]: Q = (X.V.Fr+ Y.Fa) kt.kđ Trong đó: 73 Đồ án sở thiết kế máy Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Fr Fa tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục , kN V- hệ số kể đến vòng quay; vòng quay V=1 kt -hệ số ảnh hưởng nhiệt độ, kt= với � = 105C kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng ; tra bảng 11.3[I] va đập nhẹ ta lấy kđ = 1,2 X,Y hệ số tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục Ta có: ổ dạng ổ bi đỡ chặn theo bảng (11.4) [I] tính e = 1,5tan Lực dọc trục lực hướng tâm tác dụng lên ổ bi theo CT 11.8[I]: Fs0= 0,83.e.Fr0 = 0,83.0,38 1879,1 = 592,66 N Fs1= 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,38 2193,78 = 691,69 N Fa0 = | Fa – Fs1 |= 466,86-691,69 = 255,05 < Fs0 = 592,66 N Chọn Fa0 = 592,66 N Fa1 = | Fs0+ Fa |= 592,66+ 466,86 = 1059,52 N > Fs1 = 691,59 N Chọn Fa1 = 1059,52 N Ta thấy: = = 0,32 < e = 0,38 tra bảng 11.4[I] => X= 1; Y= Ta có tải trọng động là: Q0 = (X.V.Fr0+ Y.Fa0) kt.kđ = (1.1 1879,1 + 0.592,66).1.1,2=2254,92N 74 Đồ án sở thiết kế máy Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Ta thấy: = = 0,48 e = 0,27 tra bảng 11.4[I] => X=0,4 ; Y= 0,4 Cotg=0,4.cotg (14,33)=1,57 Ta có tải trọng động Q1 = (X.V.Fr1+ Y.Fa1) kt.kđ= (0,4.1.2193,78 + 1,57 1059,52).1.1,2 =3049,15 N Ta thấy Q1> Q0 Chọn Q = Q1 = 3049,15 N Tải trọng động tương đương xác định theo CT 11.13[I]: QE= = Q =3049,15 =3976,15 N =3,98 KN Khả tải động ổ xác định theo CT 11.1[I]: Cđ = QE = 3,98 = 17,34 kN Cđ < C= 39,2 kN Vậy ổ chọn đủ khả tải động c.Tính kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ 75 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động Ta xét vị trí ổ chịu lực lớn Fr1= 1990,51 N; Fa1= 466,86 N Tải trọng tĩnh tác dụng lên ổ lăn Theo CT 11.19[I]: Qt = Xo.Fr1+Yo.Fa1 Trong đó: X0; Y0 hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục ; Theo bảng 11.6[I], với ổ đũa côn => Xo= 0,5; Y0 = 0,22cotg Vậy Qt = 0,5.1990,51 + 0,86.466,86 = 1396,75 N < Fr1 =1990,51 N Theo CT 11.20[I]: chọn Qt = Fr1= 1990,51 N = 1,99 kN < C0 =30,7kN Vậy ổ đủ khả tải tĩnh 76 Đồ án sở thiết kế máy Băng Tải Thiết Kế Hệ Dẫn Động 77