Thiết kế hệ dẫn động băng tải

thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng và bộ truyền xích.

Lời nói đầu

Nước ta hiện nay là một nước đang trong thời kỳ phát triển Do đó,ngành cơ khí và chế tạo máy móc đang được nhà nước ta chú ý phát triển.Và chúng ta có thể thấy hầu hết trong các trường đại hoc,cao đẳng và các trung tâm dạy nghề đều có giảng dạy về ngành

cơ khí

Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này Để thực hiện đồ án trên yêu cầu sinh viên phải có sự hiểu biết và áp dụng tất

cả kiến thức những môn học liên quan đã được đào tạo như chi tiết máy,sức bền vật liệu,dung sai và đo lường

Đề tài sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng và bộ truyền xích Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải

Sinh viên : NGUYỄN ANH TÚ

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất tương đương xác định theo công thức : N =Nct

η ; Trong đó :

+Công suất công tác Pct :

55000.1,2 66

1000 1000

P v

Với : v = 1,2 m/s - vận tốc băng tải;

p = 55000 N - lực kéo băng tải;

+ Hiệu suất hệ dẫn động η :

Theo sơ đồ đề bài thì : η =ηk.η2

ôl.ηbrcôn.ηx;

ηkn = 0,99 - hiệu suất khớp nối

ηol = 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbrcôn= 0,97 - hiệu suất một cặp bánh răng côn

ηx = 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở

η

1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là Usb

Usb= usbbr usbx;

usbbr: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; usbbr = 3

usbx: tỉ số truyền sơ bộ của xích ; usbx = 3

Trong đó :

v : vận tốc băng tải; v = 1,2 m/s ;

D : đường kính băng tải ; D=280 mm ;

⇒ Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc:

nsbđc = nlv Usb = 81,85 3 = 736,65 vg/ph ;

1.1.3 Chọn động cơ

Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Nđc ≥ Ntđ , nđc≈ nsb

Từ kết quả : Ntđ =74,66 KW ;

nsb =736,65 vg/ph ;

Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A280M8Y3 (theo bảng P 1.3/126 [I])

Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A280M8Y3 như sau :

Kết luận động cơ 4A280M8Y3 có thông số phù hợp với yêu cầu thiết kế

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

+ Số vòng quay của trục máy công tác là nlv :

nlv =60.1000 60000.1,2

v D

u

Tốc độ quay của trục III : n3 = 2

2

244,66 2,989

u

n = = 81,85 vg/ph

1.4 Mô men xoắn trên các trục

1

74, 259,55.10 9,55.10 966059, 2

%

η cosϕ T Tmaxdn T T dn K

CHƯƠNG 2: CHỌN KHỚP NỐI

Vì có cấu tạo đơn giản,dễ chế tạo, được sử dụng rộng rãi và cần bù sai lệch trục nên cần sử dụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động, cấu tạo đơn giản)

2.1 Môment xoắn truyền qua trục nối

+ Mômen xoắn trên trục I:

Tt = k.T1= 1,5 1467326 = 2195589 N.mm ≈ 2195,589 N.m

Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,5 (tra bảng 16.1/58 [II])

Ta có đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 80 mm

2.3 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi

+Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi :

d d

2.k.T

[ ] Z.D d l

Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập

2.3.2 Kiểm tra sức bền uốn của chốt

+ Điều kiện sức bền của chốt :

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

3.1 Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn

- Bánh nhỏ: thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 230…300 có δ b1= 850 Mpa,

δ ch1= 600 Mpa

- Bánh lớn: thép 40XH tôi cải thiện HB≥ 241 có δb2= 800Mpa,δch2= 580 Mpa

Chu kì làm việc của bánh răng lớn

- Ta thấy N1>N2>N0 do đó hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc kN = 1

3.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2/94 [I] với thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn 230…300 HB ta có:

δHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1

δ0 Flim = 1,8 HB ; SH = 1,75

Như vậy theo 6.1a/93 [I], sơ bộ xác định được:

[δH]1 = 0

lim1

H

δ KHL/SH = 620 1/1,1 = 563,6 Mpa [δH]2 = 0

lim 2

H

δ KHL/SH = 590 1/1,1 = 536,3 Mpa

Ứng suất quá tải cho phép :

[δF1]max = 0,8δ ch1 = 0,8 600 = 480 Mpa [δF2]max = 0,8δ ch2 = 0,8 580 = 464 Mpa [δH1]max = 2,8 600 = 1680 Mpa

[δH2]max = 2,8 580 = 1624 Mpa Với tỷ số truyền u = 3 nên ta chọn bánh răng côn răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này

3.3 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R e

Đường kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức 6.52a/112 [I] :

Re = 2+ β − [ ] σ 2

3

K u 1 T K / [(1 K ).K u ]; Trong đó:

+ KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép

KR = 0,5.Kd = 0,5 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 ) ;

với ổ đũa, sơ đồ I HB<350→ ta được : KHβ = 1,13 ;

+ T1 = 1449089 Mpa - mômen xoắn trên trục bánh chủ động ;

3.5 Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn

3.5.1 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.58/115 [I] :

Theo bảng 6.15/107 [I] δH =0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ),

Theo bảng 6.16/107 [I] với cấp chính xác 7, tra được g0 = 53 ;

Theo công thức 6.64/116 [I], ta có:

3.5.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.65/116 [I] :

+dm1 = 178,5 mm : đường kính trung bình của bánh chủ động ;

+Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yβ =1(do răng thẳng) ;

σF2 = σF1 .YF2/YF1 = 51,42.3,6/3,7 = 50 (MPa)<[σF2] ;

Như vậy: điều kiện bền uốn được đảm bảo

3.5.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48/110 [I] ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 :

σHmax =σH K qt =197,3 1,6 249,6(= MPa) [< σH]max

Theo (6.49) : σF1max = σF1.Kqt = 51,42 1,6 = 82,272 (MPa) < [σF1] max

σF2max = σF2.Kqt = 50 1,6 = 80 (MPa) < [σF2] max

⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải

3.6 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 332 mm

Mô đun vòng ngoài mte = 5 mm

Chiều rộng vành răng b = 99,6 mm

Tỷ số truyền um= 3

Góc nghiêng của răng β = 0

Số răng bánh răng Z1 = 42 răng ; Z2 = 126 răng

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 ; x2 = - 0,4

Đường kính chia ngoài de1 = 210 mm ; de2 = 630 mm

Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 221,38 mm ; dae2= 632,52 mm

Góc côn chia δ1 = 18,43 0 ; δ 2 = 71,57 0

Chiều cao răng ngoài he = 11 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 6 mm ; hae2 = 4 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 5 mm ; hfe2 = 7 mm

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

4.1 Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp như xích răng Do đó được dùng phổ biến

4.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

+ Theo bảng 5.4/80 [I],với ux = 2,989

⇒ Chọn số răng đĩa nhỏ : Z1 = 25

+ Do đó số răng đĩa lớn là : Z2 = ux.Z2 = 2,989 25 = 74,725

⇒ Chọn số răng đĩa lớn : Z2 = 75

Z2< Zmax = 120 ⇒ thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng

+ Theo công thức 5.3/81 [I] công suất tính toán về mòn bản lề:

k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bộ truyền ;

k0= 1 (đường nối tâm các đĩa xích làm với phương ngang một góc < 60o)

ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1 (a = 30 50 p)

kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ;

thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 68,1 kW đồng thời theo bảng 5.8/83 [I]

thoả mãn điều kiện bước xích: p < pmax

+ Khoảng cách trục sơ bộ :

asơbộ = 40 p = 40 50,8 = 2032 mm

Theo công thức 5.12/85 [I] số mắt xích :

3,142042,80 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lượng

Lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 19,1 5,172 = 510,52 N

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81 6 19,1 2,036 = 2288,92 N

(hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)

d2 =

1213,11 sin / Z sin 180 / 75 mm

4.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

theo công thức5.18/87 [I] :

[σH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta được :[σH]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.244,66.50,83.2 = 83,39

Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,3 (bảng5.6/82 [I])

Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd =1,7 ( 2 dãy xích)

Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,36 ( vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 1095 mm2 (bảng 5.12/87 [I] với xích con lăn hai dãy)

Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa

2,1.10 0,47 0,36.(13791,1.1,3 83,39).

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ TRỤC

5.1 Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện có : σb= 850 Mpa,

σch= 580 Mpa ứng suất xoắn cho phép: [τ]= 15 30 Mpa

T d

5.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : K1 = 10 mm

Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 8,5 mm

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : K3 = 25 mm

Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : hn = 40 mm

Chiều rộng ổ lăn b01 = 35 mm

b02 = 47 mm

Chiều rộng vành răng bánh nhỏ, bánh lớn : b13 = b23 = 99,6 mm Chiều dài may ơ khớp nối lm12 = 2.d1 = 2.70 = 140 mm

Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ lm13 = 1,4.d1 = 1,4.70 = 98 mm

Chiều dài may ơ bánh côn lớn lm22 = 1,25.d2 = 1,25.100 = 125 mm

Chiều dài mayơ đĩa xích lm23 = 1,3.d2 = 1,3.100 = 130 mm

Tổng môment theo phương y:

Chọn chiều dương là chiều ngược kim đồng hồ

y y

F F

Tổng môment theo phương x

(196 + 87,6) Fx10 – 87,6.Fx11 = 0 (4)

Từ (3) và (4) => 10

11

7256,5 N 23492,5 N

x x

F F

Biểu đồ môment của trục I

Môment uốn tổng tại các tiết diện (công thức 10.15/194 [I]):

M d

Mx

My

Với [σ ] tra theo bảng 10.5/195 [I]

=> Chọn d13 = 80 mm

5.4.2 Trục II

• Xác định các lực trên trục II

Tổng môment theo phương y:

Chọn chiều dương là chiều ngược kim đồng hồ

y y

F F

x x

F F

Biểu đồ môment của trục II

Môment uốn tổng tại các tiết diện (công thức 10.15/194 [I]):

M d

σ

=

4174660Nmm

237722,1Nmm 1738460Nmm

1598742,5Nmm 2644168Nmm

Mx

My

Với [σ ] tra theo bảng 10.5/195 [I]

=> Chọn d22 = 110 mm

• Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức 9.1/173 [I]

1

103,5[ ( )] [80.80.(14 9)]

Tương tự, ở trục II, theo đường kính trục II để lắp then là 100 (lắp đĩa xích) và

110 (lắp bánh răng) tra bảng 9.1a/173 [I] ta có:

Chiều dài then của bánh răng lớn là:

Lt = 0,8.lm22 =0,8 125 = 100 mm => Chọn lt = 110 mm

Chiều dài then của đĩa xích là:

Lt = 0,8.lm23 =0,8 130 = 104 mm => Chọn lt = 110 mm

• Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức 9.1/173 [I]

1

115[ ( )] [110.110.(16 10)]

d

T

d lt b

τ = = = N/mm2 ≤ [ ]τd =80 ( vì then bằng thép nên có[ ]τd = 80)

=> Then đủ bền

5.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Khi xác định đường kính trục ta chưa xét tới các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kì ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước hình học, các biện pháp công nghệ gia công trục cũng như tăng bền cho trục Vì vậy sau khi đã xác định được kết cấu trục ta cần phải tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo công thức 10.19/195 [1]:

[ ]s s s

s s s

j j

j j

+

= 2 . 2

τ σ

τ σ

sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Giá trị sσj, s được xác định theo các công thức sau: tj

mj aj

dj j

K

s

σψσ

σ

σ σ

dj j

K

s

τψτ

τ

τ τ

K , K là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, phụ thuộc vào loại yếu tố τ

gây tập trung ứng suất

Các kết quả tính toán kiểm nghiệm độ bền mỏi

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột

ngột, cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức 10.27 [1]:

[ ]στ

M

MPa d

CHƯƠNG 6: CHỌN VÀ TÍNH TOÁN Ổ LĂN 6.1 Chọn và tính ổ lăn cho trục I

Do yêu cầu độ cứng cao ,đảm bảo độ chích xác giữa vị trí trục và bánh răng côn ,chọn ổ đũa côn 1 dãy Tra tra bảng P.2.11/261 [I] ,dựa vào đường kính ngõng trục d = 80 mm, ta chọn : sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung rộng

m: là bậc của đường cong, m = 10/3

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ,

L = 60.n110-6 .Lh = 60.734.10-6.25000 = 1101( triệu vòng)

Q: là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ

Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ

Với : Fa , Fr -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (vì t0 < 1250)

Kđ: hệ số tải trọng động (bảng 11.3/215 [I]) va đập vừa lấy Kđ = 1,3

X : hệ số tải trọng hướng tâm

⇒ Ổ thoả mãn khả năng tải động

+ Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh C 0 ≥ Q t

Theo 11.19/221 [I]: Qt=X0.Fr+ Y0.Fa và 11.20/221 [I] : Qt1 = Fr1

Tra bảng 11.6/221 [I], ta có : X0=0,5; Y0= 0,22.cotgα = 1,05

Do yêu cầu độ cứng cao ,đảm bảo độ chích xác giữa vị trí trục và bánh răng côn ,chọn ổ đũa côn 1 dãy Tra tra bảng P.2.11/261 [I] ,dựa vào đường kính ngõng trục d = 100 mm,

ta chọn : sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung rộng

Ký hiệu 7620 có : C = 451 KN, C0= 459 KN, α = 11,330

Sơ đồ bố trí ổ :

+ Tính ổ theo khả năng tải động C d = Q.mL < C

Trong đó :

m: là bậc của đường cong, m = 10/3

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ,

L = 60.n210-6 .Lh = 60.244,66.10-6.25000 = 367( triệu vòng)

Q: là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ

Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ

Với : Fa , Fr -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (vì t0 < 1250)

Kđ: hệ số tải trọng động (bảng 11.3/215 [I]) va đập vừa lấy Kđ = 1,3

X : hệ số tải trọng hướng tâm

Q = Q1=33717,95 N

⇒ Cd =33717,95.10/3367 198, 2= < C = 451 KN

⇒ Ổ thoả mãn khả năng tải động

+ Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh C 0 ≥ Q t

Theo 11.19/221 [I]: Qt=X0.Fr+ Y0.Fa và 11.20/221 [I] : Qt1 = Fr1

Tra bảng 11.6/221 [I], ta có : X0=0,5; Y0= 0,22.cotgα = 1,09

CHƯƠNG 7: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ BÔI TRƠN

7.1 Tính kết cấu của vỏ hộp

Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn,

bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm

Chọn vỏ hộp đúc ,vật liệu vỏ hộp là gang xám,bề mặt ghép là các mặt bích được gia công nhẵn và có độ phẳng bề mặt cao

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1 δ = 0,03.a + 3 = 0,03.332+ 3 = 12,96 mm

⇒ Chọn δ = 13 > 6mm

δ1 = 0,9 δ = 0,9 13 = 11,7 mm

⇒ Chọn δ1 = 12 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ÷ 1)δ = 10,4 ÷ 13, chọn e = 12 mm

h < 5.δ = 65 mm Khoảng 2oĐường kính:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥ (1 ÷ 1,2) δ ⇒ Δ = 14 mm