Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải của một phân xưởng cơ khí, đại học công nghệ GTVT

Do bộ truyền tải không lớn ta chọn loại xích này.. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề.. Điều kiện đảm bảo c

băng tải

Chế độ tải: Một ca làm việc

1

T =T ; T2=0,9T ; T1=0,7T ; t1=15s ; t1=4s ; t1=20s

PHẦN I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ

KHÍ

1 Chọn động cơ điện:

1.1 Chọn kiểu loại động cơ.

Để thuận tiện và phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọnđộng cơ điện xoay chiều Cụ thể hơn ta chọn loại động cơ điện

ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc với ưu điểm: đơn giản, dễbảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trục tiếpvào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

1.2 Chọn công suất động cơ.

Công suất cần thiết trên trục động cơ là :



t ct

- P lv: Công suất làm viêc của động cơ

- P: Lực kéo băng tải (N)

- v : vận tốc băng tải (m/s)

Thay số :

6 , 4 1000

1 4600





lv

P [kw]

Trường hợp băng tải làm việc tải trọng thay đổi nên ta cócông suất tương đương:

t

P =

3 2 1

3

2 3 2

2 2 1

2

1

t t t

t T t T t T

3 2 1

3 2 2 1

2 1 1

.

t t t

t T

T t T

T t T

3 2 1

3 2 2 1

2

t t t

t T

T t T

T t

20 7 , 0 45 9 , 0 15 6 , 4

2 2





- ηx =0,95 : Hiệu suất của bộ truyền đai để hở

- ηbr =0,96 : Hiệu suất của bộ truyền động bánh răng trụ

- ηol=0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

- ηkn=1 : Hiệu suất của khớp nối

Khi đó hiệu suất chung của bộ truyền là :

ηt =0,95.(0,96)2.(0,99)5 1=0,83Vậy khi đó công suất cần thiết trên trục động cơ là :

87 , 4 83 , 0

05 , 4

- D=320: Đường kính tang dẫn của băng tải (mm).

- v : Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Thay số:

71 , 59 320 14 , 3

1 10

trong đó iđ: tỷ số truyền của đai thang

ihgt:tỷ số truyền của bộ hộp giảm tốc

Ta chọn được loại động cơ K112M2

với các thông số: Pct =10.37 [nđb =2600 [v/p]

1.5 Kiểm tra điều kiện mở mỏy, điều kiện quỏ tải cho

động cơ

Điều kiện mở máy theo đề ra ta có :

dn

k dn

mm

T

T T

T





 1 , 4 2

Động cơ đã thoả mãn điều kiện mở máy,còn điều kiện về

quá tải coi nh đã thoả mãn

Vậy động cơ đã chọn là phù hợp

2 Phõn phối tỉ số truyền:

Tỷ số truyền chung:

24 , 33 23 , 78

n

n u

Mà ut = ux.uh

Với ux là tỉ số truyền của xớch

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

2 , 2

75 , 35

u

u u

Chọn u1 =2  u2 =3.3

3 Tớnh toỏn cỏc thụng số trờn cỏc trục :

3.1 Tớnh cụng suất trờn cỏc trục.

1 99 , 0

6 , 9

1





kn capobi

7 , 9

1

br capobi n

P

96 , 0 99 0

21 , 10

1

br capobi n

P

3.2 Tớnh số vũng quuay trờn cỏc trục.

n1 = 1181 , 82

2 , 2

82 , 1181

13 , 358

74 , 10 10 55 , 9 10

21 , 20 10 55 , 9 10

7 , 9 10 55 , 9 10

Độngcơ

86787,32

538925,86

625362,86

PHẦN II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT CHUYỂN ĐỘNG

1 Thiết kế bộ truyền xích :

1.1 Chọn loại xích.

Ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lănmột dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độbền mòn cao Do bộ truyền tải không lớn ta chọn loại xích này

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản

lề Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

Pt = P k kz kn  [P]

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền; P = 5,38kW;

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 =

200 vòng/phút, bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5 5

- tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 48,81 (KW);

k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền,

k0 = 1,25 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 65o >60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;

với a = (30…50)p, ta có: ka = 1;

kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;

kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọngvừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;

Từ (II -20) ta tính được: k = 1,25 1 1,25 1,3 1,2 1,25 = 3

Từ (II -19) ta tính được: Pt = 5,38 3 1 2,9 = 46,81 (KW)  Pt = 46,81 KW < [P] = 48,81 KW

Với bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 -

TTTKHDĐCK tập 1, điều kiện p <pmax được thỏa

mãn.với số vòng quay max la 300vg/ph

Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:

) (





 x = 2.203250,8 + 25 502 + 22

(50 25) 50,8 4.3,14 2032

1 2 1

2

) (

2 )]

( 5 , 0 [ 5

, 0



z z z

z x

z z

 i = 5,06 < [i] = 15, sự va đập của các mắt xích

vào các răng trên đĩa xích

đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má

10 60

.

n p z

V 

10 60

13 , 358 8 , 50 25

F0 = 9,81 kf q a Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và

 s = 84,3 > [s] = 8,3 ; bộ truyền xích đảm bảo đủbền

d Xác định đường kính đĩa xích

Theo công thức 5 17 tr86 TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 4b - tr20 - TTTKHDĐCK tập 2, ta xác định được các thông sốsau:

Ta lấy da1 = 428 (mm)

da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 50,8 [0,5 + cotg(180o/50)] = 832,84 (mm)

Ta lấy da2 = 833 (mm)

 Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:

r = 0,5025.dl + 0,05 với dl = 28,58 (mm), theo bảng 5 2 - tr 78 - TTTKHDĐCKtập 1

Nên r = 0,5025.28,58 + 0,05 = 14,41 (mm)

do đó: df1 = 428 - 2 14,41 = 399,18 (mm) , ta lấy df1 = 399 (mm)

df2 = 833 - 2 14,41 = 804,18 (mm) , ta lấy df2 = 804 (mm)

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47  

d

vd d t r

k A

E F K F k

Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theocông thức:

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- TTTKHDĐCK tập 1, với z1 = 25  kr1

= 0,4;

E =

2 1

2

1 2

E E

E E

 - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là

mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 MPa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5

12 - tr 87 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 645 (mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:

- Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

H1 = 0,47 0, 4 1868,06.1, 2 2,72 2,1.10 645.1  5 = 401,77 (MPa)

- Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:

Như vậy: H1 = 401,77 MPa < [H] = 600 MPa ; H2 = 197,21 MPa < [H] = 600 MPa;

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C× 24

-44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 50 > 50 và vận tốc xích v = 2,88 m/s < 3 m/s) đạt

độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răngcủa hai đĩa xích

Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:

Fr = kx Ft Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o;

Chủ động: da1 =428 mm

Bị động: da2 =833 mmĐường kính vòng chân răng

của đĩa xích

Chủ động: df1 = 399 mm

Bị động: df2 = 804 mm

Bề rộng của răng đĩa xích

1

ba H

H

u

K T

07 , 1 95727,6

5 , 2

0 cos 145 2 1

cos

a w 

Lấy Z1 = 25 răng

 Z2 =u1.Z1 = 3.25 = 75 răng

Lấy Z2 =75 răng

Tính lại khoảng cách trục

2

) 89 27 (

5 , 2 2

) ( 1 2

2

1 1

.

) 1 (

2

d u b

u K T

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Z ; bw1 = .aw1

Với  = 1.sin 1 . 0,3.145.sin0 .2

 Z = 4  3

Với : 1 , 88 3 , 2 1 1 cos 1 , 88 3 , 2127 189 cos 0 0 1 , 72

1 2

145 2 1

2

w w h

K K T

d b

2

1

1 1

δH : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bằng6.15 Chọn δH =0,004

g0 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng tra bảng 6.16 Chọn g0= 56

2

44 , 67 145 3 , 0 25 , 3



Vậy : KH =KH.KH.KHv = 1,07.1.1,04 = 1,1

1 1 1

1 1

.

) 1 (

2

d u b

u K T

w

= 274.1,76.0,871 2.95727,6.1,1(3,31)0 , 3 145 3 , 3 67 , 44 2 = 494,68MPa

H < [H ]2 =572,73Mpa

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc

Chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dày răng:

T

w w

F F

27 cos

1 3

2

2

1 3

44 , 67 145 3 , 0 27 , 13

1

27 , 13 3 , 3 145 25 , 3 56 011 , 0

.

.

.

2

1

1 0

F

H F

w w F F

K

u

a v

g

v

K K T

d b K

d b Y Y K

T

w w F F

F 2 . . . . . 2.95727,6.1,3689.0,58.3,90,3.145.67,44.2,5 80 , 8

1 1 1

 Hmax H K qt 494,68. 2,2 733,7 [H]max =1624Mpa

Fmax =F1 Kqt =80,8.2,2 = 177,76  []Fmax =464Mpa

f ) Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh

d2 = . 2cos 2,5.89cos0 222 , 5

Z m

mmĐường kính

đỉnh răng

da1 =d1 + 2.m=67,5 + 2.2,5= 72,5 mm

da2 =d2 + 2.m=222,5 + 2.2,5= 227,5 mmĐường kính

chân răng

df1 =d1 - 2,5.m=67,5 – 2,5.2,5= 61,25 mm

df2 =d2 - 2,5.m=222,5 – 2,5.2,5= 216,25 mmChiều rộng

H H

12 , 1 300230,6

3

b ) xác định môđun :

5 , 2

0 cos 177 2 1

cos 2

Tính lại khoảng cách trục

2

) 102 39 (

5 , 2 2

) ( 3 4

y = aw2/m – 0,5(z3 + z4) = 177/2,5 - 0,5(39+102) = 0,3

Hệ số : ky = 1000y/zt =1000.0,3/(39+102) = 2,1

Theo bảng 6.10a , tra được kx = 0,032

Hệ số giảm dính răng Δy = ky = kxzt/1000 = 2,1.(39+102)/1000 =0,2961

Góc ăn khớp

costw2=

2

4 3

2 2

.

) 1 ( 2

w w

H

d u b

u K

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Z ; bw2 = .aw2

Với  = 2.sin 2 . 0,4.177.sin0 .2

177 2 1

2

w w

K K T

d b

2

.

2

2 2 2

δH : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bằng6.15 Chọn δH =0,004

g0 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng tra bảng 6.16 Chọn g0= 73

2

3 , 98 177 4 , 0 43 , 1



Vậy : KH =KH.KH.KHv = 1,12.1.1,014 = 1,13

2 2 2

2 2

.

) 1 ( 2

w w

H

d u b

u K

= 274 1,742.0,863 2.300230,6.1,13(2,61)0 , 4 177 2 , 6 98 , 3 2 = 483MPa

H < [H ]2 =572,73Mpa

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc

Chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dày răng:

T

w w

F F

39 cos

1 3

4

4

1 3

KF : Hệ s

08 , 1 1 24 , 1 6 , 300230

2

3 , 98 177 4 , 0 47 , 9 1

47 , 9 6 , 2 177 43 , 1 73 011 , 0

.

2

1

2

2 0

2

2 2

F

H F

w w F F

K

u

a v g v

K K T

d b K

d b Y Y K

T

w w F F

F 2 . . . . . 2.300230,6.1,3498.0,566.3,630,4.177.98,3.2,5 95 , 7

2 2 3 2

 Hmax H K qt 483. 2,2 716,4 [H]max =1624Mpa

Fmax =F3 Kqt =95,7.2,2 = 210,5  []Fmax =464Mpa

f ) Thông số hình học của cặp bánh răng cấp chậm

mm

vòng chia d2 = . 4cos 2,5.102cos0 255



Z m

mmĐường kính

đỉnh răng

da1 =d1 + 2.m=97,5 + 2.2,5= 102,5 mm

da2 =d2 + 2.m=255 + 2.2,5= 360 mmĐường kính

chân răng

df1 =d1 - 2,5.m=97,5 – 2,5.2,5= 91,25 mm

df2 =d2 - 2,5.m=255 – 2,5.2,5= 248,75 mmChiều rộng

vành răng

bw2 = 50

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc

Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng (bánh vít) lớn (hay bánh bị dẫn) được ngâm trong dầu Kiểm tra điều

kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều ngâm trong dầu

và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một giá trị cho phép ( thường bằng 8 đến 10mm).Gọi x là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng được lấy như sau:

- Với bánh răng trụ: l mim  ( 0 , 75  2 ).hvà l mim  10mm

Trong đó: h là chiều cao răng

Khi đó ta có: X mimd a  l mim

Chiều sâu ngâm trong dầu tối đa của các cấp bánh răng trụ phụthuộc vào vận tốc vòng quay v

Khi v 1 , 5m/s : lmax l mim 10mm

Khi v 1 , 5m/s

với bộ truyền bánh răng cấp nhanh: lmax=1/6 bán kính bánhrăng

Với bộ truyền cấp chậm: lmax=1/4 bán kính bánh răng

Khi này ta có: max max

min( 2mim 4mim

X 

) ,

max( 2 max 4 max

X 

PHẦN III : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

1 Thiết kế trục.

1.1 Tính trục theo độ bền mỏi

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có b = 600MPa (N/mm2), ứng suất xoắn cho phép [ ] = 20…25 MPa vớitrục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc,lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc

Tra bảng ta có các thông số như sau:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp:

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20 mm

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = B = 65 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 =

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = bw2 + 5

Z

454 , 5 10 55 , 9 2

N d

M

N tg

18 , 5 10 55 , 9 2

N d

1.1.3 T

ính

n n





2 2

Tiết diện a-a:

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn)biến đổi theo chu kì đối xứng:

a

K K

m a

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 0 , 45 0 , 45 600 270 ( / 2 )

22,1 ( / ) 3330

u

a

M

N mm w

) / ( 99 , 4 7190 2

71842 2

2 0

mm N w

6 , 0 1 1

6 , 0

1

270

4,7 2,6.22,1

150

14,95 1,96.4,99 0,05.4,99



Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều

kiện làm việc thông thường

Tiết diện a-a thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện b-b:

13,9 ( / ) 3660

u

a

M

N mm w

) / ( 56 , 4 7870 2

71842 2

2 0

mm N w

6 , 0 1 1

6 , 0

1

270

7,5 2,6.13,9

150

16, 4 1,96.4,56 0,05.4,56

a

K K

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 0 , 45 0 , 45 600 270 ( / 2 )

20,6 ( / ) 7250

u

a

M

N mm w

) / ( 8 , 7 15610 2

243690 2

2 0

mm N w

38 , 2 ) 1 3 , 3 (

6 , 0 1 1

6 , 0

1

1

270

4 3,3.20,6

150

7,9 2,38.7,8 0,05.7,8

Tiết diện e-e thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện i-i:

34,8 ( / ) 7800

u

a

M

N mm w

) / ( 28 , 7 16740 2

243690 2

2 0

mm N w

6 , 0 1 1

6 , 0

1

270

2,35 3,3.34,8

150

8, 48 2,38.7, 28 0,05.7, 28



Tiết diện i-i thỏa điều kiện

c Đối với trục III

7,5 ( / ) 24300

u

a

M

N mm w

) / ( 4 , 7 51200 2

758156 2

2 0

mm N w

6 , 0 1 1

6 , 0

1

270

10,9 3,3.7,5

150

7,11 2,38.7, 4 0,05.7, 4



Tiết diện g-g thỏa điều kiện

1.2 Tính trục theo độ bền tĩnh ( Tính quá tải ).

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc

do quá tải đột ngột(chẳng hạn khi mở máy) cần tiến

Mmax ,Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn

lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Dựa theo kết cấu trục và các biểu đồ mô men tương

ứng có thể thấy tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm lúcquá tải cần được kiểm tra về độ bền tĩnh

Trục I : tiết diện lắp bánh răng

Mmax =80967(Nmm)

Tmax =58230,1 (Nmm)

Trục II : tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng tiết diện 22

và 23 có cùng đường kính và mômen nên ta chỉ cần

kiểm tra một tiết diện

32.86

50.45

2.1 Các thông số của ổ lăn.

Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổlăn lớn nhất;

Ta có RA >RB nên ta tính gối đỡ tại A

Tải trọng tương đương Q (K R M A K K V  )t n t

Trong đó:Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RD >RC nên ta tính gối đở tại D

Tải trọng tương đương Q (K R M A K K V  )t n t (N)

Trong đó:Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RE = RF nên ta tính gối đở tại E hoặc F

Tải trọng tương đương Q (K R M A K K V  )t n t (N)

Trong đó:Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răngthấp, không thể dùng phương pháp bắn toé để hắt dầu vàotrong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại T ứngvới nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500vòng/phút (bảng 8-28)[5]

Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ Để mỡkhông chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ,nên làm vòng chắn dầu

2.4 Che kín ổ lăn:

Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụibặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đâydùng loại vòng phớt là đơn giản nhất :

Dựa vào bảng 8.29[5] ta chọn được các thông số sau: