đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải 1

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải Số liệu cho trước: 1.Lực kéo băng tải : F = 9500 N 2.Vận tốc băng tải : v = 0,6 m/s 3. Đường kính tang : D = 350 mm 4. Thời hạn phục vụ : lh =17000 giờ 5.Số ca làm việc : soca = 2 6.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 30o 7. Đặc tính làm việc: êm I.Tính động học hệ dẫn động 1.Chọn động cơ : Công suất động cơ : Pdc > Pyc mặt khác Pyc = Ptd = Với công suất công tác : Pct = (kw) hệ số tải trọng tương đương : hiệu suất bộ truyền : Theo bảng 2.3 [TL1] chọn : = 0,98 (một cặp ổ trượt được che kín) = 0,99 (một cặp ổ lăn được che kín) = 0,96 (bộ truyền bánh răng trụ được che kín) = 1 = 0,95 (bộ truyền đai để hở) (kw) Tốc độ đồng bộ của động cơ : nsb= nct.usb với (vg/ph) usb = usbh .usb.btngoài chọn usbh = 15 usb.btngoài = 3 usb = 15 . 3 =45 nsb=32,74 . 45 = 1473,3 (vg/ph) Chọn động cơ điện với điều kiện : Pđc > Pyc = 6,48 (kw) nđb nsb = 1473,3 (vg/ph) Theo bảng P1.3 [TL1] ta chọn động cơ có kí hiệu 4A132S4Y3 với Pđc = 7,5 (kw) nđc = 1455 (vg/ph) khối lượng 104 (kg) 2.Phân phối tỉ số truyền : _Xác định tỉ số truyền chung : với ung =3 (như đă chọn) nđc= 1455 (vg/ph) = u1 . u2 Với hộp giảm tốc bánh răng trụ kiểu khai triển kích thước phân đôi phân cấp nhanh ,theo kinh nghiệm : u1 = (1,21,3).u2 chọn u1 = 1,2 . u2 u1=1,2 . 3,51 = 4,21 Tính lại bộ truyền ngoài (thỏa măn) _Tính toán các thông số động học : + Công suất : (kw) (kw) (kw) (kw) +Tốc độ : (vg/ph) (vg/ph) (vg/ph) +Mô men xoắn : (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Kết quả tính toán được ghi trong bảng: Động cơTrục 1Trục 2Trục 3Trụcct u u1 u2 u3 uct P (kw) 7,13 3,36 6,12 5,82 5,7 n(vg/ph) 1455 485 115,2 32,8232,74 T (N)46798,2866062,37507343,751693510,061662645,08 II.Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài : Điều kiện làm việc : P1 = Pđc=7,13 (kw) n1 = nđc = 1455 (vg/ph) u = uđ = 3 T1 = Tdc = 46798,28 (N.mm) 1.Chọn loại đai : Điều kiện làm việc : tải trọng êm chọn loại đai vải cao su 2.Các thông số bộ truyền : a, Đường kính bánh dẫn : Theo CT4.1 [TL1] (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn : d1 = 200 (mm) b,Vận tốc đai : (m/s) c,Đường kính bánh đai bị dẫn : trong đó là hệ số trượt chọn = 0,01 d2 = 3.200.(10,01) = 594 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn : d2 = 630 (mm) tỉ số truyền thực tế

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

Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải : F = 9500 N

6, 48 0,8

ch

 44, 44

14,81 3

 2 14,81

3,51

1, 2 1, 2

h u

ch ng

u u

ct

k ot

P P

ol br

P P

ol br

P P

 

' 1 6,71

7,13 0,95.0,99

dc

d ol

P P

dc d

n n

u

   (vg/ph) 1

n n

ct

P T

32,82

P T

115, 20

P T

485

P T

dc

P T

n

Kết quả tính toán được ghi trong bảng:

d u

 Sai lệch tỉ số truyền

0

0

3,18 3

0,06 6 3

4

t

u u u

u u

u u

630 200

1500

d d a

0 lim 1,8( )

909( ) 163,66

sin( )

2 2

850( ) 580( )

b ch

MPa MPa

b ch

MPa MPa

Theo bảng 6.2 [TL1] đối với thép 45 tôi cải thiện :

giới hạn mỏi tiếp xúc :

0 lim 2 70

hệ số an toàn tiếp xúc :

SH = 1,1giới hạn bền uốn :

0 lim 1,8( )

0 lim1 0 lim1

2.245 70 560 1,8.245 441

H F

MPa MPa

2.230 70 530 1,8.230 414

H F

MPa MPa

Theo CT6.7 [TL1] :

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

3 max

H 1

1 [ ] =560 509,1( )

FE N

0 lim F

[ ]=

a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

Theo CT6.15a [TL1] :

1 3

H 1

.( 1)

[ ] u

H a

1

2 os 2.150.0,82

19,37 ( 1) 2,5.(4,08 1)

a c z

 tỉ số truyền thực :

2 1

78 4,11 19

m

z u z

w 1 w1

2 .( 1)

w

2 os 2 os(33,6 )

1, 49 sin(2 ) sin(2.24,2 )

b H

trong đó : theo bảng 6.15 [TL1] :  H 0,002

theo bảng 6.16 [TL1] : g 0 73

Do đó theo CT6.41 [TL1] :

w w1 1

2 2.66062,37.1,12.1,13

H Hv

H H

b d K

[ ] 410,39 470,63

14,68 10 410,39

2 2.66062,37.1,12.1,13

H Hv

H H

b d K

 thỏa mãn điều kiện bền

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

1 1 1

w w1

2 .

150 0, 006.73.1, 49 3,94

F F

b d K

Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất :

 thỏa mãn điều kiện bền uốn

Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48 [TL1] : với max 1,5

h u

b ch

MPa MPa

b ch

MPa MPa

Theo bảng 6.2 [TL1] đối với thép 45 tôi cải thiện :

giới hạn mỏi tiếp xúc :

0 lim 2 70

hệ số an toàn tiếp xúc :

SH = 1,1giới hạn bền uốn :

0 lim 1,8( )

0 lim1 0 lim1

2.300 70 670 1,8.300 540

H F

MPa MPa

0 lim2 0 lim2

2.285 70 640 1,8.285 513

H F

MPa MPa

2,4 7

02 30.265 1,96.10

H N

Theo CT6.7 [TL1] :

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

3 max

H 1

1 [ ] =670 609,09( )

3, 4

FE N

tương tự : KFL1 = 1Theo CT6.2a [TL1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1,ta được :

0 lim F

[ ]=

H 1

.( 1)

[ ] u

H a

2

38,18 ( 1) 2,5.(3, 4 1)

a z

z2 = u1.z1 = 3,4.38 = 129,2 lấy z2 = 128

 tỉ số truyền thực :

2 1

128 3,37 38

m

z u z

1, 71 sin(2 ) sin(2.21,57 )

96,14( ) 128

210 0,006.73.0,59 2,04

2 .

H H

H H

b d K

do đó ZR = 1 với da < 700 mm ; KxH = 1

Lấy z2 =115

 Tỉ số truyền thực :

2 1

115 3,38 34

m

z u z

w2

2,5.(115 34)

186, 25 2

z



Theo bảng 6.10b [TL1] dùng nội suy : Kx = 0,7

Do đó theo CT6.24 [TL1] : hệ số giảm đỉnh răng :

1,67 sin(2 ) sin(2.22,9 )

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

w2 w1

190 0,006.73.0,54 1,77

2 .

H H

H H

b d K

 thỏa mãn điều kiện bền

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

1

w w1

2 .

2 2.495305,08.1,06.1,37

F Fv

F F

b d K

T K  K 



Do đó : K F K F.K F.K Fv 1,06.1,37.1,03 1,5

' '

 thỏa mãn điều kiện bền uốn

 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48 [TL1] : với ax 1,5

T

m qt

     MPa < [ F2 ] max  464 MPa

 thỏa mãn điều kiện quá tải

 Các thông số kích thước bộ truyền cấp chậm:

vòng chia 1 1

2,5.34 85

d2 m z 2  2,5.115 287,5  mm Đường kính

3

0, 2.[ ]

k k

T d

118 35 3,38

n n u

35

P T

n

3 3

2 2.495305, 08

11647, 4 85,05

t

T F

D

Với D  t 63 ( theo bảng 16.10a [TL1] )

5.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

 F x1  2353,1N  dấu “  “ chứng tỏ F1 có chiều ngược lại

 F x0  1693, 4N  dấu “  “ chứng tỏ F0 có chiều ngược lại

55104

79240 44818

 F y1  1208,6  dấu " "  chứng tỏ F1 có chiều ngược lại

 F y0  1209  dấu " "  chứng tỏ F0 có chiều ngược lại

565194

1060208565194

11313995930

113110

8460284630

l24

l23

1 0

2 0

277497

I2 I1

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d1 = 21 mm

+Tại tiết diện 2 ( ổ O ) :

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d2 = 25 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 1 ) :

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d3 =32 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 2 ) :

td M d

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d2 =50 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 5 ) :

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d3 =63 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 4 ) :

td M d

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d2 =80 mm

+Tại tiết diện 3 ( ổ lăn 1 ) :

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d3 =70 mm

+Tại tiết diện 4 ( khớp nối ) :

td M d



theo tiêu chuẩn lấy d4 =65 mm

7.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có  b 600 Mpa ,

) (

s K

s K

aj

 , aj,mj, mj - là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp vàứng suất tiếp tại tiết diện j

aj m jax2minj

ax min

2

m j j mj

Với W j và W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6[TL1] , đối với trục có 1 rãnh then :

y

K K K

y

K K K

K y là hệ số tăng bền bề mặt trục, phu thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu, theo bảng 10.9[TL1] ta tra được : với phương pháp gia công thấm cacbon b  600Mpa chọn K y = 1,8

Tra bảng 10.12[TL1] : dùng gia công ngón để gia công rãnh then thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then K và K ứng với vật liệu đã chọn ta có :

K = 1,76 , K = 1,54 Với trục I : ta chọn tiết diện nguy hiểm I1 và I2 :

với d = 32 mm

aj mj dj

s K

y

K K K

x

K  y

K = 1,8

K = 1,76

4 261,6

2,94 1,14.78,1

s

aj mj dj

Vậy trục I được đảm bảo độ bền mỏi.

Với trục II : ta chọn tiết diện nguy hiểm I1, I2 và I3:

.Tại I1 và I3 :

d = 50 mm + j . 1 .

aj mj dj

y

K K K

x

K  y

K = 1,8

K = 1,76Theo bảng 10.10[TL1] :  =0,88

aj mj dj

K K K

x

K  y

K = 1,8

K = 1,76Theo bảng 10.10[TL1] :  =0,88

1064539 3

s

aj mj dj

Vậy trục II được đảm bảo độ bền mỏi

Với trục III : ta chọn tiết diện nguy hiểm I1 :

V.Chọn ổ lăn :

1.Chọn ổ lăn cho trục 1 :

_Dựa theo tải trọng :

vì 2 lực dọc trục Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

0 1663, 2.494,7 13154

C

1 3

_ Dựa theo tải trọng :

Vì 2 lực dọc trục Fa3 và Fa4 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

0 8427,5.120,36 41609,5

C

1 3

_Dựa theo tải trọng :

vì 2 lực dọc trục Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

+ Tải trọng động quy ước :

0 9498,7.35,7 31276,7

C

1 3

_Vật liệu dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

a,Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân :

_Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm của các trục và song song với mặt đế

b,Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp :

+ Chiều dày thân và nắp :

_Chiều dày thân :   0,03.aw   3 0,03.190 3 8,7  

lấy   9 mm _Chiều dày nắp hộp :  1  0,9   0,9.9 8,1 

lấy   1 8 mm+Gân tăng cứng :

_Chiều dày gân : e (0,8 1)    (0,8 1).9 7, 2 9    mm

lấy e = 8 mm _Chiều cao : h < 58 mm  chọn h = 50 mm

S4  (0,9 1)  S3  (0,9 1).20 18 20   

D2 = 120 mmTrục 3 : D3 =180 mm

D2 = 150 mm _Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ, K2 :

1 3 1 3.18 54

1 1 2 54 2.9 72

q K      mm

+Khe hở giữa các chi tiết :

_Giữa bánh răng với thành trong hộp :

(1 1, 2)  (1 1, 2).9 9 10,8

lấy   12 mm _Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp :

lấy   10 mm+Số lượng bu lông nền, Z :

sơ bộ chọn : L = 600 mm (chiều dài của hộp)