TÍNH TOÁN hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Nối trục đàn hồi 5.. Sơ đồ tải trọng như hình 2... MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ..... 4 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT BÁNH VÍT .....

Trường ĐHSPKT TP HCM

Khoa Cơ khí Chế tạo máy

Bộ môn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ-

CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

HK: II, Năm học: 2019-2020

Đề: 06 Phương án: 07

Giảng viên môn học: PGS.TS Văn Hữu Thịnh

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Minh Tuấn MSSV: 18144201

Hình 1: hệ dẫn động băng tải

1 Đông cơ điện

2 Bộ truyền xích

3 Hộp giảm tốc 1 cấp trục vít-bánh vít

4 Nối trục đàn hồi

5 Băng tải

Hình 2: Sơ đồ tải trọng

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

1 Lực kéo trên băng tải F (N): 4800N

2 Vận tốc vòng của băng tải V(m/s): 0.6 m/s

3 Đường kính tang D (mm): 350mm

4 Số năm làm việc a(năm): 5 năm

5 Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc:300 ngày/năm

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @: 30º (độ)

7 Sơ đồ tải trọng như hình 2

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 4 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT BÁNH VÍT 8

CHƯƠNG 4: SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TRÊN 2 TRỤC CỦA HỢP GIẢM

TỐC 12

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

1 Chọn động cơ điện

Công suất trên trục động cơ:

𝑃 = 𝐹.𝑣

1000 = 2.88 Kw

Vì sơ đồ tải trọng tĩnh nên không tính Ptđ

Hiệu suất chung:

Theo bảng 2.3/trang 19

x=0,93 => Hiệu suất của bộ truyền xích

tv =0.82 => Hiệu suất bộ phận truyền trục vít



ô =0,99 => Hiệu suất một cặp ổ lăn

 nt =1 =>Hiệu suất của khớp nối với tải xích

η= ηx Ηtv.ηnt ηô3 = 0,93.0,82.1.0,993 = 0,74 Công suất cần thiết của động cơ

Pct = 𝑃

η = 2.88

0,74 = 3.9 (kw) Xác định sơ số bộ của vòng quay của động cơ

Tốc độ quay của trục công tác

V = 𝜋 Dn

60000 => n = 60000.𝑉

350𝜋 = 32.7 (v/p)

Hệ thống truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp trục vít, bánh vít theo Bảng 2.4/trang 21

Ux=2 Utv=15

Tỉ số truyền sơ bộ

Usb=Ux Utv= 2.15 = 30 => nsb = n.Usb = 32,7 30 =654 v/p

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:

Pđc ≥ Pct =981 Kw, ndc =1500÷3000v/ph, 𝑇𝑚𝑚

T = 1 ≤ 𝑇𝑑

Tdm

Tra phụ lục P1.2 chọn động cơ không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc 50Hz loại DK51-4 Pđc =4.5kW, ndc =1440 v/ph, 𝑇𝑑

Phân phối tí số truyền

u = n(đc)

32.7 = 44 Trong đó:

nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

n : Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút) Với bộ truyền xích, tỉ số truyền được chọn sơ bộ là 𝑈𝑥 =2 Suy ra: uh = 𝑢

𝑢(𝑥) = 44

2 = 22 Chọn un =0.28 uh =6.16 suy ra uc = 𝑢

=> ut = uc ux un =44.352

- Kiểm tra sai số tỉ số truyền:

- ∆𝑢 = │ ut – u │ =0.352 ≤0.9

→ Hợp lý với yêu cầu sai số về tỷ số truyền

 Tính công suất từng trục:

 𝑃 = 𝑃3 = 2.88 (kW)

 𝑃2 = 𝑃3



 𝑃1 = 𝑃2

0,99.0,0,82 = 5,21 (kW)



 𝑃𝑚 = 𝑃1

ηô = 5,21

0,99 = 5,27(kW)

 Số vòng quay động cơ: 𝑛đ𝑐 = 1440 (vòng/phút)

 Moment xoắn: Ti =

i

n

P

10 55 ,

Tđc = 9,55.106.𝑃𝑑𝑐

1440 = 29844 (𝑁 𝑚𝑚)

▪ 𝑛1 = 𝑛đ𝑐

 T1= 9,55.106.5,21

1440 = 34552 (𝑁 𝑚𝑚)

▪ 𝑛

2 = 𝑛1

𝑈𝑡𝑣 = 1440

15 = 96 (vòng/phút)

 T2= 9,55.106.4,23

96 = 429750 (𝑁 𝑚𝑚)

▪ 𝑛3 = 𝑛2

𝑈𝑥 = 96

2 = 48 (vòng/phút)

 T3= 9,55.106.2.88

48 = 573000(𝑁 𝑚𝑚)

2 Bảng phân phối tỉ số truyền

u Unt= 1 utv = 15 ux= 2

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn

Ta có P1 = 5,21kW, n1 =1440 v/ph, u=2

 Số răng của đĩa xích nhỏ là: z1 = 29-2u= 25

 Số răng của đĩa xích lớn là: z2 = u. z1 =2.25=50 → chọn z2 =51

Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]

Ta có: P= P1 =5.21 kW

k= k0.ka.kdc.kbt.kđ.kc =1.1.1.1,3.1.1,25=1.625

-k0 = 1

(đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60°)

- ka = 1: chọn a = (30…50)p

- kđc = 1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

- kc = 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

- kđ = 1,0 (tải trọng tĩnh)

- kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)

Kz =𝑧01

𝑧1= 25

Kn =𝑛01 𝑛1 = 1600

1440 = 1,1

→ Pt = 5,21.1,625.1.1,1 =9,3

Điều kiện chọn [P], với n01 = 600 v/ph và [P] > 9,3 kW Tra Bảng 4.5

[P] = 9,65 > 9,3 với bước xích p = 15,875 mm

→ Chọn 1 dãy xích có bước xích p = 15,875 mm

2.4 Khoảng cách trục

a = 40p =635 mm

Theo công thức (4.13) số mắt xích

x =2𝑎

Tính lại khoản cách trục a:

a = 0,25p(x -0,5(z1-z2) + √(x-0,5(z2+z1))² - 2((z2-z1)/3,14)²)=503.4mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được theo (4.14) cần giảm bớt một lượng ∆𝑎 = 0,003𝑎=1.51mm

Do đó a= 501,9mm

2.5 Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây

i = 𝑧1𝑛1

15𝑥 =20 ≤ [i]=50 → thỏa điều kiện

2.6 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo (4.6) S= 𝑄

𝐾𝑑.𝐹𝑡+𝐹𝑜+𝐹𝑣 Theo Bảng 4.2, tải trọng phá hỏng Q = 22,7 kW, khối lượng 1m xích

q = 1kg, kđ = 1

Lực vòng Ft= 1000𝑃

4𝑣 =136,7 N Fv= qv²=90,7 N

Fo = 9,81 Kf .q.a = 19.7N

Kf = 4 (góc nghiêng so với phương ngang <40°)

Suy ra S= 𝑄

1.136,7+19,7+90,7 =91,8 Theo Bảng 4.11 với p = 15,875; n1 = 1440 v/ph [S] = 13,2

Vậy S = 91,8 > [S] = 13,2: bộ truyền xích đảm bảo độ bền

2.7 Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức (4.20)

d1 = p/sin(3,14/ z1 )=127mm

d2= p/sin(3,14/ z2 )=257,9mm lấy d2 = 258mm

Đường kính vòng đỉnh răng:

da1 = p(0,5 + cotg(3,14/ z1 ))=133,6mm

da2 = p(0,5 + cotg(3,14/ z2 ))=265,3mm

Đường kính vòng chân răng:

df1 = d1 – 2r=127-2.5,2=116,6 mm

df2 = d2 – 2r=258-2.5,2=247,6 mm

Với bán kính đáy r = 0,5025dl + 0,05 = 5,2 mm, dl = 10,16 mm (Bảng 4.2)

2.8 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (4.21)

σ H = 0,47 kr (Ft Kd + Fvđ )E/(A kd ) = 233,6 ≤ [σH] = 500

ta có:

với z1=25 suy ra kr = 0,42

Ft = 136,7 N

Kd = 1, Fvđ = 7,49 N, E= 2,1.10⁵ MPa, A = 51,5 mm²

Tra Bảng 4.14 chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tôi cải thiện có [σH] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc

2.9 Xác định lực tác dụng lên trục

Theo công thức (4.22)

Fr = kx Ft = 629 N

Trong đó với bộ truyền nghiêng 1 góc <40°: kx = 1,15

2.10 Thông số của bộ truyền xích

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT

BÁNH VÍT

1) Chọn vật liệu

Ta có: 𝑉𝑠 = 4,5.10−5 𝑛1.√𝑇3 2 =4,68 m/s < 5m/s

Với 𝑛1 = 𝑛𝑑𝑐= 1440 v/p, 𝑇2=429750 N.mm

→ Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiết cụ thể là đồng thanh nhôm-sắt-niken 10-4-4 Chọn vật liệu trục vít là thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45

Ta được f=0,035, 𝜑=2°

2) Xác định ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

[𝜎𝐻]= 170 N.mm (Tra bảng 7.2)

 Ứng suất uống cho phép

[𝜎𝐹]=[𝜎𝐹𝑂].𝐾𝐹𝐿=(0,25𝜎𝑏+0,08𝜎𝑐ℎ) 0,7 = 116,2 Mpa

𝜎𝑏 =600 Mpa, 𝜎𝑐ℎ=200 MPa (bảng 7.1) Với: 𝐾𝐹𝐿( hệ số tuổi thọ )= √106

𝑁𝐹𝐸

9

= 0,7

𝑁𝐹𝐸= c 𝑛𝑑𝑐.t = 1.1440.18000 =2,6.107

→ [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥= 2𝜎𝑐ℎ=400 Mpa, [𝜎𝐹]𝑚𝑎𝑥 = 0.8𝜎𝑐ℎ=160Mpa

3) Xác đinh các thông số cơ bản của bộ truyền

Khoảng cách trục 𝑎𝑤 : chọn sơ bộ 𝐾𝐻 = 1,2

Với u=15 chọn 𝑧1=2 → 𝑧2=𝑧1.u= 15.2=30

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm:

q=0,3𝑧2=9 theo bảng 7.3 chọn q= 9

𝑇2 = 429750 N.mm

Theo công thức (7.16)

→𝑎𝑤 =( 𝑧2 + q)√(𝑧2 [𝜎170

3

) ² √3 𝑇2𝑞𝐾𝐻 = 155,7

Lấy 𝑎𝑤 =160

Tính modun: m=2𝑎𝑤 /(𝑞 + 𝑧2 )=8,2

Theo bảng 7.3 chọn modun tiêu chuẩn là: m= 8

Do đó 𝑎𝑤 = (𝑞 + 𝑧2 ).𝑚

2 =156

Chọn 𝜇 = 0,8

Lấy 𝑎𝑤 =160 tính hệ số dịch chỉnh theo công thức 7.18

x = 𝑎𝑤

𝑚 − 0,5(𝑞 + 𝑧2 ) = 0,5 < 0,7 → 𝑡ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛

 Vận tốc trượt 𝑉𝑠 được tính theo công thức:

𝑉𝑠 = 𝜋𝑑𝑤1 𝑛1

Trong đó góc vít lăn:

𝛾𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔( 𝑧1

𝑞+2𝑥) = 11,3 °

𝑑𝑤1 =(q+2x)m=80 mm → 𝑑𝑤2= 2𝑎𝑤 − 𝑑𝑤1 =240 mm Với 𝑉𝑠 = 4,9 𝑚/𝑠 → tra bảng 7.6 ta được cấp chính xác của bộ truyền trục vít là 8

Với 𝑉𝑠 = 4,9 𝑚/𝑠, CCX= 8 tra bảng 7.7 ta được 𝐾𝐻𝑉= 1,3

4) Kiểm nghiệm răng bánh vít và độ bền tiếp xúc

 Kiểm tra về độ bền tiếp xúc

[𝜎𝐻] = 170

𝑧2 √((𝑧2 +𝑞)/𝑎𝑤 )3𝑇2𝐾𝐻

𝑞 = 163,2 Mpa ≤ 170Mpa

→ thỏa mãn điều kiện

 Kiểm tra về dộ bền uốn

𝜎𝐹 = 1,4𝑇2𝐾𝐹𝑌𝐹

𝑏2𝑑2𝑚𝑛 ≤ [𝜎𝐹] [𝜎𝐹]-ứng suất uốn cho phép của bánh răng vít: [𝜎𝐹]=116,2 Mpa

𝐾𝐹- hệ số tải trọng khi tính về uốn: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑣=1.1,3 =1,3

𝑚𝑛- modun pháp của bánh răng vít:

𝑚𝑛 = 𝑚 cos𝛾𝑤 = 7,84

𝑌𝐹- hệ số dạng răng: phụ thuộc và số răng bánh vít tương đương 𝑍𝑣:

𝑍𝑣 = 𝑍𝑣

𝑐𝑜𝑠 3 𝛾𝑤= 31,81 Tra bảng 7.8 với 𝑍𝑣 = 31,81 ta được 𝑌𝐹 = 1,71

𝑏2- chiều rộng bánh răng vít: 𝑏2 ≤ 0,75𝑑𝑎1 = 0,75𝑚 (𝑞 + 2) = 66 mm Chọn 𝑏2= 65

𝑑2=m 𝑍2=240 mm

Thay vào ta có 𝜎𝐹 = 10,94 < 116,2 Mpa → thỏa mãn điều kiện

5) Tính nhiệt truyền động vít

Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( khi 𝐴𝑞 ≈ 0,3 𝐴 )

[0,7.𝐾𝑡(1+𝜓)+0,3𝐾𝑡𝑞].𝛽.([𝑡𝑑]−𝑡0) trong đó:

𝜇- hiệu suất bộ truyền: 𝜇 = 0,8

P- công suất trên trục vít: P=𝑃1=5,21 Kw

𝐾𝑡- hệ số tỏa nhiệt: 𝐾𝑡 = 8 ÷ 17,5 (𝑊/𝑚2°𝐶) chọn 𝐾𝑡 = 13

𝑡0- nhiệt môi trường xung quanh: thường lấy 𝑡0 = 25°C

[𝑡𝑑]- nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu: do trục vít đặt dưới

→ [𝑡𝑑]=90°C

𝐾𝑡𝑞- hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt tra bảng trang 157 với

số vòng của động cơ 𝑛𝑑𝑐 = 1440 𝑣/𝑝 →𝐾𝑡𝑞=29 (𝑊/𝑚2°𝐶)

𝜓- hệ số kể đến sự thoát nhiệt xuống đáy hộp: 𝜓 = 0,25

𝛽- hệ số giảm nhiệt do làm việt ngắt quãng: 𝛽 = 1

Thay vào ta có:

A≥ 0,79 m²

6) Một vài thông số của bộ truyền

 Đường kính vòng chia:

𝑑1 = 𝑞𝑚 = 8.9 = 72 𝑚𝑚

𝑑2 = m𝑍2= 8.30=240 mm

 Đường kính vòng đỉnh:

𝑑𝑎1= 𝑑1+ 2𝑚 = 88 𝑚𝑚

𝑑𝑎2=m(𝑍2+ 2 + 2𝑥) =264 mm

 Đường kính vòng đáy:

𝑑𝑓1= 𝑑1− 2,4𝑚 = 52,8 𝑚𝑚

𝑑𝑓2 = m(𝑍2− 2,4 + 2𝑥)= 228,8 mm

 Góc ôm 𝛿 = arcsin ( 𝑏2

7) Thông số bộ truyền trục vít

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng lăn

Đường kính vòng đỉnh

Đường kính vòng đáy

CHƯƠNG 4: SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TRÊN 2 TRỤC CỦA HỢP

GIẢM TỐC

Ta chọn trước chiều quay của trục vít là ngược chiều kim đồng hồ (như hình vẽ), ren của trục vít là ren phải kết hợp với sơ đồ của chuyển động của bộ phận công tác như đề bài đã cho → ta xác định được sơ đồ phân tích lực trên hai trục của hộp giảm 1 cấp trục vít - bánh vít như sau: