thiết kế hệ thống băng tải

luận văn về thiết kế hệ thống băng tải

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

3s

3s D

5

4

3

F v

1

t2 t1

Tmm=1,3.T1

Tmm T1

tck= 8h t2=3h t1 =4h

η=ηk.η 4l ηbr2 ηx

0 =0,99.0,9940,95.0,962=0,83

Động cơ làm việc theo chế độ tải trọng thay đổi

Pt=PtdTheo đồ thị hình 1.1b

Ptd=

) (

) 3

(

3 2 1

2 3 2

2 2 1

2 1

t t t

t P t P t P

+ +

+ +

Công suất trên trục tang:

P1=(F.v)/(1000)= (6000.0,45)/(1000)=2,7 KwCông suất tơng đơng :

Ptd=2,7.

8

3 7 , 0 4

1 2 + 2 =2,23 KwCông suất sinh ra trên trục động cơ điện :

Pct= 2,23/0,83 =2,68 Kw

Số vòng quay của trục tang :

3 , 0

2 45 , 0 30 2

=

D

v

=28,5 (v/p)Dựa vào bảng 2.4 , chọn sơ bộ tỉ số truyền cho các bộ truyền:

ux=2.5 ( tỉ só truyền bộ truyên xích )

uh=20.2 ( tỉ số truyền hộp )

Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất (Kw) 3 2,97 2,83 2,69

62 =2.1.3 Xác định bớc xích

K=K0.Ka.Kdc.Kbt.Kd.Kc

*.K0=1- Đờng nối tâm 2 đĩa xích nằm ngang

*.Ka=1- Hệ số ảnh hởng khoảng cách trục ,chọn a=40.t

*.Kd=1.35- Hệ số tải trọng động, bộ truyền làm việc có va đập

*.Kbt=1.3- Hệ số bôi trơn, chế đọ làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu

*.Kc= 1,25-Hệ số làm việc, bộ truyền làm việc 2 ca

*.Kdc= 1- Hệ số điều chỉnh, bộ truyền có thể điều chỉnh

*.Kx=1- Hệ số số dãy xích

Vậy K=2,19375

Hệ số vòng quay ( lấy n01=50):

Kn= 0 , 699

5 , 71

Kw, bớc xích t=31,75 mm

2.1.4.Tính sơ bộ khoảng cách trục, số mắt xích

Tính khoảng cách trục:

a=40.t=40.31,75=1270 (mm)Tính số mắt xích: X=0,5.(Z1+Z2) + 2 0 25 ( 2 2 1 )2 .

π

t a Z Z t

X= 0,25.(25 62)22.1270.31,75

75 , 31

1270 2 ) 62 25 (

5 , 0

π

− +

+ +X=124Tính chính xác khoảng cách trục:

1 2 2

2 1 2

.(

5 , 0

25

,

0 t X − Z +Z + X − Z +Z − Z −Z π

Thay số vào ta có: a=1264 mm

Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn, ta rút bớt khoảng cách trục 1 lợng

75 , 31

*.Đờng kính đĩa xích dẫn:

d2= ) =

62 sin(

75 , 31

σo Hlim2= 2.HB + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa

σo Flim1= 1,8.HB = 1,8.260 = 468 Mpa

σo Flim2= 1,8.HB = 1,8.250 = 450 Mpa

N

2 2

§èi víi b¸nh r¨ng nghiªng, b»ng thÐp mF=6 , mH =3;

i i

i

t

t T

T c

N

2 2

NFE2=60. 2. . [( )6. ]

∑

∑

i i

i i

i

t

t T

T c

[σF2] = σo

Flim2.KFL.KFC/ SF = 450.1.1/1.75 =257,1429 Mpa

ứng suất quá tải cho phép:

[σH]max = 2,8.530 = 1484 Mpa[σF1]max = 0,8.580 = 464 Mpa[σF2]max = 0,8.530 = 424 Mpa2.2.1.3 Tính toán các thông số bánh răng

a.Tính sơ bộ khoảng cách trục: (Theo 6.15a)

aw1 =Ka .( u1 + 1).3

1 2

1

]

H u

K T

ψ σ

12 , 1 5 , 19430

=102 mmLấy aw=102mm

b Xác định thông số ăn khớp

Theo 6.17 : m=( 0.01 ữ 0,02) aw= 1,02 ữ 2, 04

Chọn môdun pháp m=1.75- Theo bảng tiêu chuẩn 6.6

Lấy sơ bộ góc nghiêng ban đầu β=100

Theo (6.31) số răng bánh nhỏ:

Z1=2..( cos1) =12,.7597.(.cos5+101)

+

u m

a w β

=19

Z2=u.Z1= 95Tính lại góc nghiêng :

) 1 ( 2

w w

Hv H H

d u b

u K K K

2 , 13 cos 2 2

sin

cos 2

Zε= 0 , 796

5764 , 1

1 1

15 , 34 6 , 25 7 , 1 1

2

.

1

α β

ν

H H

w w H K K T

d b

Thay các kết quả tính toán trên vào biểu thức:

) 1 ( 2

w w

Hv H H

d u b

u K K K

= 275.1,67.0,79

2

15 , 34 5 6 , 25

) 1 5 ( 05 , 1 09 , 1 12 , 1 19430

σH < [σH] = 527,2727 Mpa Vậy bánh răng đủ bền

*.ứng suất uốn :

σF = 2.T1. KF α.KF β.KFv .Yε.Yβ YF1/ (bw dw1.m)Tra bảng 6.7, KF β = 1,24 Với v < 5 chọn cấp chính xác 9 , KF α = 1,4- theo 6.47

νF = δF.g0 v

5

102 58 2 73 006 , 0

Với εα =1,576 , Yε= 1/εα = 1/1,576 = 0,634 Yβ =1- 13,2 /140 = 0,99

Số răng tơng đơng

Zv1 = Z1 / cos3β = 19/ cos313,2 = 22,9

Zv2 = Z2/ cos3β = 95/cos313,2 = 114,5Tra bảng 6.18 ta có :

YF1= 4 ; YF2= 3,6

σF1 = 2.T1 KF α.KF β.KFv .Yε.Yβ YF1/ (bw dw1.m) = 104 < [σF1] = 267 Mpa

σF2 = σF1.( YF2 / YF1)= 96,19 < [σF2] = 257 Mpa

*.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo 6.48 [σH1]max = 2,8 σch1= 2,8 530 =1484 Mpa

25,61,68

*B¸nh nhá : ThÐp 45 t«i c¶i thiÖn; Giíi h¹n bÒn σb=850 Mpa; Giíi h¹n ch¶y

σc=580 Mpa; §é r¾n bÒ mÆt HB=285 Mpa (Theo b¶ng 6.1)

σo Hlim2= 2.HB + 70 = 2.280 + 70 = 630 Mpa

σo Flim1= 1,8.HB = 1,8.285 = 513 Mpa

σo Flim2= 1,8.HB = 1,8.280 = 504 Mpa

SH=1,1; SF=1,75 (Theo b¶ng 6.2)

KHL1=mH

HE

Ho N

N

2 2

§èi víi b¸nh r¨ng nghiªng, b»ng thÐp mF=6 , mH =3;

NHO1= 30.HB2,4 =30.2852,4 = 23.107

i i

i

t

t T

T c

N

2 2

i

t

t T

T c

Flim2.KFL.KFC/ SF = 504.1.1/1.75 = 247 Mpàng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp:

[σH]max = 2,8.700 = 1960 Mpa[σF1]max = 0,8.580 = 464 Mpa[σF2]max = 0,8.700 = 560 Mpa

2.2.2.3 TÝnh to¸n c¸c th«ng sè b¸nh r¨ng

a.TÝnh s¬ bé kho¶ng c¸ch trôc: (Theo 6.15a)

aw1 =Ka .( u1 + 1).3

1 2

1

]

H u

K T

ψ σ

13 , 1 92525

Chän m«dun ph¸p m= 2 - Theo b¶ng tiªu chuÈn 6.6

LÊy s¬ bé gãc nghiªng ban ®Çu β=100

Theo (6.31) sè r¨ng b¸nh nhá:

) 1 04 , 4 (

2

10 cos 117 2 ) 1 (

cos

+

= +

u m

a w β

Z2= u.Z1= 88TÝnh l¹i gãc nghiªng :

cos β=m (Z1+Z2) / (2.aw) = 2 (22 + 88 )/(2.117) = 0,94424

β=19,20

§êng kÝnh b¸nh nhá : dw1= 2.aw/(u+1) = 46,3 mm

§êng kÝnh b¸nh lín : dw2= dw1.u = 186,8 mm

) 1 ( 2

w w

Hv H H

d u b

u K K K

8 , 17 cos 2 2

sin

cos

Zε= 0 , 789

6 , 1

1 1

Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9, từ đó chọn KH α= 1,13 Bánh răng nghiêng có

độ rắn HB < 350 , tra bảng 6.15 :

δH = 0,002 ; δF = 0,006Với m=2 ở cấp chính xác 9, tra bảng 6.16 g0 =73

νH = δH g0 v a u w = 0,002 73 0,7 4116,04 = 0,55

13 , 1 13 , 1 93517 2

3 , 46 2 , 58 55 , 0 1

2

.

1

α β

ν

H H

w w H K K T

d b

Thay các kết quả tính toán trên vào biểu thức:

) 1 ( 2

w w

Hv H H

d u b

u K K K

=

275.1,75.0,77 58 , 2 4 , 04 46 , 3 2

) 1 04 , 4 (

28 , 1 92525

Mpa σH < [σH] = 578 vậy bánh răng đủ bền

*.ứ ng suất uốn

σF = 2.T1. KF α.KF β.KFv .Yε.Yβ YF1/ (bw dw1.m)Tra bảng 6.7, KF β = 1,12 Với v < 2.5 chọn cấp chính xác 9 , KF α = 1,37- theo 6.47

Với εα =1,6 , Yε= 1/εα = 1/1,6 = 0,6236 Yβ =1- 19,2/140 = 0,997

Số răng tơng đơng

Zv1 = Z1 / cos3β = 23/ cos3 19,2= 26,13

Zv2 = Z2/ cos3β = 95/cos3 19,2= 104,5Tra bảng 6.18 ta có :

YF1= 3,9 ; YF2= 3,6

σF1 = 2.T1 KF α.KF β.KFv .Yε.Yβ YF1/ (bw dw1.m)

= 144,6 < [σF1] = 267 Mpa

σF2 = σF1.( YF2 / YF1)= 136,6 < [σF2] = 257 Mpa

*.KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i :

Theo 6.48 [σH1]max = 2,8 σch1= 2,8 700 =1960 Mpa

σH1max= σH K qt = 563 1 , 3 = 572 , 36 < [σH1]max = 1960[σF] = 0,8.σch – theo 6.49

C¸c th«ng sè Ký hiÖu Gi¸ trÞKho¶ng c¸ch trôc

58,21,6

2 ,

0 τ

T

15 2 , 0

19430

[τ]- ứng xuất xoắn cho phép với thép 40X chọn [τ] = 15 Mpa

Tuy nhiên theo cách chọn động cơ điện dđc =28 mm, để đảm bảo sức bền trục lấy d3

theo công thức d3 = (0,8 1,2) dđc = 28 mm tại tiết diện lắp bánh răng

Lấy d tại tiết diện lắp ổ lăn d2 = 25 mm (theo bảng tiêu chuẩn)

Tại tiết diện khớp lấy d1 = 22mm Do bề tại bề mặt lắp ổ lăn cần gia công có độ chínhxác, độ bóng cao hơn hẳn , nên tại tiết diện nối giữa bánh răng và ổ lăn hạ đờng kínhtrục xuống d =25mm Để cố định bánh răng theo phơng tiếp tuyến dùng 1 then chữnhật Các kích thớc cụ thể lấy theo công thức kinh nghiệm đợc ghi

trong bản vẽ thiết kế trục.

L23 L11

vt L13

k3

hn

k2 b1 k1

B

Lk L12

Chọn các kích thớc trục nh sau:

Chiều rộng ổ lăn lấy theo bảng 10.2 ,với đờng kính trục d =28mm.B=18mm

Khoảng cách từ mặt bánh răng đến mặt trong của hộp lắp ổ k1= 15 mm

Khoảng cách từ mặt hộp đến mặt trong của ổ k2= 10 mm

FxA = 579 N ; FxB = 389 N

Trong mặt phẳng (yz):

∑mx (A)=Fr1.48 - FrB.170 - 4454 = 0Thay số, giải ra ta đợc:

FxB = 98 N ; FxA = 342 N

Trục 2: Ft2 = Ft1 ; Fa2 = Fa1 ; Fr2 = Fr1

T2 = 9,55.106 P2/n2 = 92525 NmmCặp bánh răng 3-4 có góc nghiêng răng β = 19,20

FxA = 559 N ; FxB = 625 NTrong mặt phẳng (xz):

∑my(A) =B.170 - Ft3.112 + Ft2 48 =0Giải ra ta đợc:

FyA =2317 N ; FyB = 561 N

Từ đó dễ dàng vẽ đợc biểu đồ mô men

-Xác định sơ bộ kết cấu trục

Từ công thức kinh nghiệm d= (0,3 0,35).aw ta đi xác định đờng kính trục bị động 2:

d2 = (0,3 0,35).97 = 35 mm –tại tiết diện lắp bánh răng

Đờng kính tại tiết diện lắp ổ lăn hạ xuống theo bảng tiêu chuẩn dôl=30mm

Giữa 2 bánh răng làm 1 gờ trục để ngăn các bánh răng di động dọc trục Chiều dài

đoạn trục lắp bánh răng lấy nhỏ hơn chiều dài lắp moayơ bánh răng Để cố định theo phơng tiếp tuyến dùng then bằng cao

L12 vt

Khoảng cách từ mặt lắp ổ đến mép ổ lăn hn=20

Khoảng cách từ mặt ổ lăn đến chi tiết quay k3 = 20mm

Chiều rộng đĩa xích tra theo bảng 5.2 b=20

Vậy Lk=hn + k3 + bxích/2 = 20 +20 +10 =55mm

Đờng kính trục lắp bánh răng d33 = (0,3 0,33) aw =0,3 116 = 40mm

Đờng kính trục tại tiết diện ổ d2 = 35 mm.Chọn d3 = 38mm

Tính lực lên các ổ trục và mô men trên trục

Trong mặt phẳng (yz):

∑ mx(A) = FrB.170 + Fr4.112 + Fa4.dw4/ 2 + Fx.225 =0Thay số, giải ra ta đợc:

FxA = 2176 N; FxB = -772 NTrong mặt phẳng (xz):

∑ my(A) = FtB.170 + Ft4.112 = 0 Thay số, giải ra ta đợc: FyB = -2492 N; FyA = 554 N

*Chọn then :

Trục 2: (Tại tiết diện lắp bánh răng 2)

Với d = 35mm chọn then bằng cao theo bảng (9.1b) thông số kích thớc :

b = 10 ; h = 9 ; t1 = 5.5 ; t2 = 3.3 ; Kiểm tra bền của then

Tra bảng (9.5) ta có : [σd] = 50 Mpa , [ τ] = 30Mpa

σd = . (2. )

1

t h l d

T

) 5 5 9 (

35 35

93517

− < [σd]=50 Mpa

τ = b l T d

t .

2

10 35 35

93517

σd = . (2. )

1

t h l d

T

) 5 5 11 (

70 40

359294

− < [σd]=50 Mpa

τ = b l T d

t .

2

12 70 40

359294

3.1.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:

CHọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 có σb= 600Mpa, [ τ] =20 Mpa

3.1.2.2 Kiểm nghiệm hệ số an toàn

Khi làm việc trục chịu tải trọng chu kỳ lặp đi lặp lại dễ bị hỏng vì

mỏi, do đó phải kiểm tra hệ số an toàn trục tại các tiết diện nguy hiểm

Trên biếu đồ mô men ta thấy mô men uốn tại tiết diện lắp bánh răng 3 lớn hơn tại tiết diện 2 rất nhiều Do đó chỉ cần kiểm tra hệ số an toàn tại tiết diện nay là đủ

Hệ số an toàn cho phép :

2

3

2 3

3 3 3

τ σ

τ σ

S S

S S S

1 3

ε β

σ

σ σ

σ

σ

Ψ +

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn :

3 3

1 3

ε β

τ

τ τ

τ

τ

Ψ +

Giới hạn mỏi uốn σ-1 =0,43.850 =365,5 Mpa

Giới hạn mỏi xoắn [τ] = 0,25.850 =212,5 Mpa

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xng , còn ứng suất xoắn thay

đổi theo chu kỳ mạch động do đó:

σm = 0 ; τm = τa= (1/2).(T/ W0)Mô men chống uốn của trục:

Wu3= 3 1 1 2 3525 3

2

) (

32

.

mm d

t d t b d

2

) (

16

.

mm d

t d t b d

=43 Mpa

kσ , kτ hÖ sè tËp trung øng suÊt thùc tÕ khi uèn vµ xo¾n.Ta cã kσ=1.85, kτ=1.75.

Trôc kh«ng sö dông c¸c biÖn ph¸p t¨ng bÒn β=1

VËy:

.43 4

88 , 0 1

85 , 1

5 , 365

σ

6 05 , 0 6 75 , 0 1

75 , 1

5 , 212

3

7 , 14 4

7 , 14 4

Fa1 SaA

Tải trọng động tơng đơng đợc tính theo công thức sau:

PA = ( XVFrA + YSa ).kt.kđ

PB = ( XVFrB + YSa ).kt.kđ

ổ lăn có vòng trong quay V=1

Coi nhiệt độ làm việc trong ổ trong nhỏ hơn 1050-do đó kt =1

ổ lăn làm việc trong điều kiện tải trọng va đập kđ= 1,5

Fa/Co = 1129/18700 = 0.06 Tra bảng 11.4 ta có e = 0,37

Fa/(V.FrB) = 1129/ 2400 = 0,47 > eTra bảng 11.4 : X =0,45 ; Y =1,4

Bên cạnh lực ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ, trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục Fs

do các lực hớng tâm trong ổ gây ra

P t

t P

1

2 1

3 0

1 1

3 0

.

42000 289

Vậy ổ đẫ chọn dảm bảo khả năng tải

4 Tính toán chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

4.1.Kết cấu bánh răng và nắp ổ:

*bánh răng lắp trên trục 2:

Đờng kính bánh răng :170mm

Độ dày vành răng: δ = 8mm

Chiều dài moay l = 41 mm (đã chọn trớc để đảm bảo bền cho then)

Đờng kính ngoài moay ơ : D = 55mm

Chiều dày của đĩa: C = 8mm

Đuờng kính lỗ : d0 = 20mm

Đờng kính tâm lỗ: D0= 106 mm

*bánh răng lắp trên trục 3:

Đờng kính bánh răng :186mm

Độ dày vành răng: δ = 10mm

Chiều dài moay l = 76 mm (đã chọn trớc để đảm bảo bền cho then)

Đờng kính ngoài moay ơ : D = 60mm

Chiều dày của đĩa: C = 17mm

Nắp hộp

δ = 0,03.a +3 = 8,1 mm

δ1= 0,9 δ = 7,3 mmGân tăng cứng: Chiều dày e e = (0,8ữ 1) δ = 6,5 mm

Chiều dày : khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

S1 = (1,3ữ 1,5) d1 = 22mm

K1 = 3.d1 = 51mmKhe hở giữa các chi tiết :

Giữa các bánh răng với thành trong hộp

Giữa các đỉnh bánh răng lớn với đáy ∆ >= (1 ữ1,2).δ = 10mm

∆1 >= (3 ữ 5).δ và phụ thuộc hộp

hép gi¶m tèc, lîng dÇub«i tr¬n trong

hép

5.C¸c kiÓu l¾p, trÞ sè cña sai lÖch giíi h¹n vµ dung sai c¸c liÓu l¾p

Tra b¶ng P4.1,P4.2 ta cã c¸c trÞ sè dung sai c¸c kiÓu l¾p nh sau:

* Mèi l¾p trôc I víi vßng ch¾n dÇu Ø 25 F8/k6