Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 1.2.2.. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc 1.3.. 1.2.1.Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc... Tính toán các thông

Giới thiệu

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Xác định công suất

1.1.2 Xác định hiệu suất truyền động

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

1.2 Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

1.2.2 Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

1.3 Tính toán các thông số trên trục

1.3.1 Công suất trên các trục

1.3.2 Số vòng quay của các trục

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục

1.3.4 Bảng thống kê

CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Thiết kế bộ truyền trong

2.1.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

2.1.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2.1.4 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng) 2.1.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

2.1.4.2 Xác định các thông số ăn khớp

2.1.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

2.1.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2.1.4.5 Kiểm nghiệm về quá tải

2.2 Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục, ổ lăn

2.2.1 Thiết kế bộ truyền ngoài

2.2.1.1 Chọn tiết diện đai

2.2.2.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

2.2.2.8 Kiểm nghiệm độ bền của then

2.2.3 Chọn ổ lăn

2.2.3.1 Thiết kế ổ lăn cho trục I

2.2.3.2 Thiết kế ổ lăn cho trục II

2.2.3.3 Thiết kế ổ lăn cho trục III

2.3 Tính và lựa chọn các chi tiết khác

2.3.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

2.3.2 Tính kết cấu các chi tiết liên quan2.3.3 Bôi trơn và dung sai lắp ghép2.3.4 Dung sai lắp ghép

CHƯƠNG III KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 3.1 Kết luận

3.2 Kiến nghị

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

η là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống

i

P t P

1.1.2 Tính hiệu suất truyền động

Dựa vào bảng 2.3 trang 19 Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta

chọn:

+ Hiệu suất của bộ truyền đai : η đ = 0,96

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : ηbr=0,97

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol =0,99

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.

truyền trong hệ, từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quaycủa máy công tác:

+ uđ là tỉ số truyền của truyền động đai và ta chọn uđ= 3

+ uHGT là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn

uHGT = 9

+Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩaxích tải).Và được tính theo công thức 2.16 (trang 21):

nlv = 60000× v π × D = 60000× 1 , 4 π × 320 = 83,6 (vòng/phút)

Trong đó: v- vận tốc băng tải, m/s;

D- đường kính tang quay, mm;

+Chọn số truyền chung sơ bộ :

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ (nsb) theo 2.18 (trang 21) là:

nsb= nlv×ut

 nsb = 83 , 6 ×27=2257,2 (vòng/phút)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb = 3000 vòng/phút

Với điều kiện chọn động cơ là :

1.2 Phân phối tỷ số truyền.

1.2.1.Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc.

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23 trang 48) Tài Liệu 1 ta có :

ut = n dc

n lv= 288083 , 6 = 34,45

1.2.2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

-Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1)và tỉ số truyền cấp chậm (u2) :

Ta chọn đuợc tỉ số truyền HGT là: uh = 9

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :

uđ = u u t

h = 34 , 459 = 3,83-Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ:

uh =u1 ¿ u2 (1)

-Đối với hộp giảm tốc đồng trục ta có:

u1= u2 (2) , theo công thức 3.14 / 44 [TL1]

Suy ra: u1=3 và u2 =3

1.3 Tính toán các thông số trên các trục.

1.3.1.Tính công suất trên các trục.

2.1.2 Xác định ứng xuất cho phép

 Số chu kỳ làm việc cơ sở :

 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

- Ti :là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni :là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

 Ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 40XH, tôi cải thiện :

 Giới hạn mỏi tiếp xúc : σ H lim¿°=2 HB +70 ¿;S H=1,1

- Bánh chủ động : σ ° H lim 1=2 HB1+70=2 ×542+70=1154 MPa

- Bánh bị động :σ ° H lim 2=2 HB 2 +70=2 ×527+70=1124 MPa

 Giới hạn mỏi uốn : σ F lim¿°=1,8 HB ¿ ; S F=1,75

 Ứng suất quá tải cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được K a=43( MPa13

¿

T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 66421,75(N.mm)

[σ H]: Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]= 1035,46 ( MPa )

a w1=m ×(z1+z2)

2 ×cos β (6.19)

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ta chọn góc nghiêng

 = 15o, vậy : cosβ = 0,9659 từ (6.31) xác định được số răng bánh nhỏ :

2.1.3.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãnđiều kiện sau:

σ H=Z M × Z H ×Z ε ×√2 ×T1× K H ×(u m+1)

b w1 ×u m × d w 12 ≤[σ H](6.33)Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,trị số của ZM = 274 (MPa1/3) tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế

hệ thống dẫn động cơ khí ”

Theo (6.35) góc profin răng:

α t= tan−1(cos β tan α)=tan−1(tan 20 ° cos16 °)=21 °

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

 tan β b=cosαt tan β=cos 21 ° tan16 o

Trong đó :

KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộngvành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ”

KH - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răngđồng thời ăn khớp, trị số của KH đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”,

KH = 1,06

KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv

tính theo công thức sau:

K Hv=1+v H ×b w 1 × d w1

2× T1× K Hβ =1+

25 ,02 ×38,7 × 64,5 2× 66421 ,75 ×1,04=1 , 45

Trong đó :v H=δ H × g0× v ×√a w 1

u m =0,004 ×38 ×25,1 ×√1293 =25 ,02Với v = 25,1 (m/s) tính được ở trên, δ H- hệ số kể đến ảnh hưởng của cácsai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệthống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch cácbước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệthống dẫn động cơ khí ” Ta có δ H =0,004 ;bảng 6.16: g0= 38

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được :

σ H=274 × 1,7 ×0,78 ×√2× 66421 ,75 ×1,6 ×(3+1) 38,7 ×3 × 64,52 =482,03(MPa)(1)

Theo công thức 6.1 tài liệu (*) với v=19,68m/s nên chọn cấp chính xácđộng học là 6, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 7, khi đó cần gia côngnhám R a=2,5 μm do đó Z R= 0,95 Độ rắn mặt răng HB≥350 thì Z v=1 ,07.Với vòng đỉnh bánh răng d a ≤700 mm, K xH=1 do đó theo công thức 6.1 và6.1a tài liệu (*), ta có:

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có σ F 1=2 ×T1× K F ×Y ε ×Y β ×Y F 1

Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Z2

cos3β=

93 0,963=105

BẢNG CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : β b= 15o

 Theo công thức 6.31 tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

2.1.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Với: β b=15o: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Với: Góc profin răng:

α t= tan − 1

(cos β tan α)=tan−1(tan 20 ° cos 16 °)=21 °

Góc ăn khớp:

α tw=cos−1(a cos α t

a w 2 )=cos−1(129 cos21 °129 )=21 °Mà:

a=0,5 m(Z3± Z4)/cos β=0,5.2 (31+93)/cos16 °=128,99(mm)

d w 3= 2 × a w

u br 3+ 1=

2× 129

3+1 =64,5(mm) Với v= 8,5 (m/s) <10 (m/s) theo bảng 6.13 và 6.14 tài liệu (*) dùng cấpchính xác 8 chọn K Hα=1,13

- Theo công thức 6.42 tài liệu (*), ta có:

v H=δ H × g o × v ×√a w 2

u br 2=0,004 ×56 × 8 ,5 ×√1293 =12,5(m/s )Với δ H= 0,004: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (Bảng 6.15tài liệu (*))

g o=56: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệnh bước răng bánh 1 và 2 (Bảng6.16 tài liệu (*)).

Như vậy từ ta có: σ H<[σ H] → Cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.1.4.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uốn:

Z v 4= Z4

cos3β=

93 cos316°=105 (răng)

-Theo bảng 6.7 tài liệu (*): K Fβ=1,18

-Theo bảng 6.14 tài liệu (*) với v =8 , 5 m/s nên lấy cấp chính xác là 8 thì:

K F α=1,37

-Theo công thức 6.47 tài liệu (*):

v F=δ F × g o × v ×√a w2/u br 2

¿0,006 ×56 × 8 ,5 ×√129 /3=18,7(m/s) (với các trị số đã tính được ở phần trên)

K Fv=1+ v F × b w2 ×d w 3

2 ×T2× K Fβ × K Fα

=1+ 18,7 ×38,7 ×64,5

2× 190504 , 69 ×1,18 ×1,37=1 , 07

-Vậy: K F=K Fβ K Fα K Fv=1,18.1,37 1,07=1, 7

 Hệ số răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu (*) với hệ số dịch chỉnh x=0:

- Đối với bánh răng dẫn: Y F 3=3,7

- Đối với bánh răng bị dẫn: Y F 4=3,6

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y ε= 1

ε α=

1 1,64=0,61

Hệ số kể đến độ nghiêng của của răng:

→ Thỏa mãn điều kiện uốn

BẢNG CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

2.2 Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục, ổ lăn

2.2.1 Thiết kế bộ truyền ngoài

2.2.1.1 Chọn đai

Pđc = 5,5(kW)

nđc = 2880 (v/p)

uđ = 3,83

Ta chọn đai hình thang thường loại A có thông số như sau:

Loại Đai Kích thước mặt cắt

(mm)

Diệntích A(mm2)

Chiều dàigiới han l1

(mm)

Đườngkính bánhđai nhỏ d1

(mm)

-Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 160 (mm)

-Theo tiêu chuẩn chon d2 = 500 (mm)

-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là

d1×(1−ε)=

500

160 ×(1−0,01)=¿ 3,15 -Ta thấy không có sai số của bộ truyền nên các thông số của bánh đaiđược thỏa mãn

c Chọn khoảng cách trục a.

2×(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55×(d1 + d2) +h

 2×(160+500) ≥ a ≥ 0,55×(160+500) + 8

 1320 ≥ a ≥ 371

-Có u đ = 3,83

 d a

2

= 0,95 +theo bảng 4.14 ta có : a = 475 (mm) thỏa mãn điều kiện trên

-Kiểm nghiêm tuổi thọ i = v L = 23,452,5 = 9,4 < imax = 10

=> Ta chọn lại chiều dài đai L=2500 (mm) => thỏa mãn đk trên

P1 : Công suất trên trục bánh đai chủ động P1 = 5,23 (kW)

[Po] : Công suất cho phép tra bảng 4.19 ta có [Po] = 4,09 (kW)

Cα : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của góc ôm α1

2.2.1.4 Lực tác dụng lên trục F r , lực căng ban đầu F o

-Lực căng trên 1 đai:

Trong đó: -T1 là momen xoắn trên trục bánh 1, N.mm.

- T2 là momen xoắn trên trục bánh 2 và 3, N.mm

d1=√3 66421 ,750,2.15 ≈30 (mm); d2 =√3 190504 , 690,2.20 ≈ 40(mm);

d3=√3 548653,50,2.25 ≈ 50(mm)

2.2.2.4 Xác định hoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Chọn chiều rộng ổ lăn (tra bảng 10.2 trang189):

bo1=19 (mm); bo2=23 (mm); bo3=27 (mm)

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự chi tiết trên trục đó lắp các chi tiết truyền tải

lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

lmki: chiều dài may-ơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

bki: chiều rộng vành răng thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn (khoảng chìa ) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ởngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10(mm)

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3=15(mm)

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=17 (mm)

Khoảng cách 2 ổ lăn trên trục III : l31 = 2×l32 = 2×68,5 =137 (mm)

Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến bộ truyền đai :

 Momen xoắn trên trục 1: T= 66421,75( mm)

 Từ việc tính toán lực, phản lực trên trục ta vẽ được đồ thị momoen Mx, My ,

Mz cho trục I:

¿57522,9(N mm)

d j ≥√3 M tđj

0,1 ×[σ]

d D=√3 57522,90,1× 63=20,9(mm)

Theo tiêu chuẩn của đường kính lắp bánh đai ta chọn dD = 25 (mm)

 Tại tiết diện A, ta có:

Theo tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn ta chọn dA = 25 (mm)

 Tại tiết diện C, ta có: Mx = 87278,235 (N.mm)

Theo tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn ta chọn dC = 30 (mm)

 Tại tiết diện B, ta có: Mx =0, My = 0, TB =0

Do đó để đồng bộ ổ lăn ta chọn đường kính trục tại tiết diện B bằng đường kính trục tại tiết diện A là dB =25 (mm)

Ta chọn lại đường kính các đoạn trục trên trục I như sau:

- Momen xoắn trên trục: T= 190504,69 (N.mm)

- Từ việc tính toán lực, phản lực trên trục ta vẽ được đồ thị momoen Mx,

My , Mz cho trục II:

-Tại tiết diện E, ta có: Mx = 0, My = 0, TE = 0 ,ME = 0

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn

Tổng momen theo phương X:

 Momen xoắn trên trục: T= 548653,5 (N.mm)

 Từ việc tính toán lực, phản lực trên trục ta vẽ được đồ thị momoen Mx,

My , Mz cho trục III:

Tại tiết diện I, ta có: Mx = 0, My = 0, TI = 0

 MI = 0, MtđI = 0

Theo giá trị tiêu chuẩn đường kính lắp ổ lăn ta chọn dI = 55 (mm)

 Tại tiết diện L, ta có:

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính ta chọn dL = 60(mm)

 Tại tiết diện K, ta có: Mx = 170243,735 (N.mm), My = 0 (Nmm)

Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính ta chọn dK = 55 (mm)

 Tại tiết diện M, ta có: Mx = 0, My = 0, TM= 548653,5

¿ >M tdM=√M M2 +0,75 ×TM2 =√02+0,75 ×548653,52=475147,8689(Nmm)

Đường kính trục tại tiết diện M là:

¿ >d M=√3 475147,86890,1× 50 =45,63(mm)

Theo giá trị tiêu chuẩn đường kính lắp ổ lăn ta chọn dM = 55 (mm)

2.2.2.7 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

a Về độ bền mỏi

s j = s σ j × s τ j

√s σ2j+s τ2j≥ [s]

Trong đó : [s] – hệ số an toàn co phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5…3

s σ j và s τ j – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tại tiết diện j

s σ j = σ−1

K σ dj ×σ aj+ψ σ ×σ mj ; s τ j = τ−1

K τ dj ×τ aj+ψ τ × τ mj

Trong đó:σ−1 và τ−1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

Lấy σ−1 = 0,436× σ b = 0,436× 600 = 261,6 (MPa)

τ−1 = 0,58× σ−1 = 0,58× 261,6 = 151,728 (MPa)

σ aj , σ mj , τ aj , τ mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất

tiếp tại tiết diện j

 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó

K σvàK τ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

ε σvàε τ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10

⇒τ mj = τ aj = T j

2× W oj= 2× 3066 , 466421,75 = 10,8Tra bảng : ψ σ= 0,05 ; ψ τ = 0 ; K x = 1 ; K y = 1,6 ; K σ = 1,9 ; ε σ = 0,88

 Tiết diện nguy hiểm C :

Vậy tiết diện G thỏa mãn

 Tiết diện nguy hiểm H :

Ta có d = 50 (mm)

Tra bảng : b = 14 ; h = 9 ; t1 = 5,5

Vậy tiết diện L thỏa mãn

 Tiết diện nguy hiểm K :

Vậy tiết diện tại K thỏa mãn

⇒σ td = √σ2 +3 × τ 2 = √22 , 422 +3 × 14 , 88 2 = 34,16 ≤ [σ] =272

Vậy thỏa mãn độ bền

 Tiết diện H :

Ta có : d = 50 ; M max = 401862,8415 (Nmm) ; T max = 190504,69 (Nmm)

⇒σ td = √σ2 +3 × τ 2 = √10 ,232 +3 × 16 ,5 2 = 30,35 ≤ [σ] =272

Vậy thỏa mãn độ bền

2.2.2.8 Kiểm nghiệm độ bền của then.

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc ⇒ chọn then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục

Trong đó : T – momen xoắn trên trục

d – đường kính trục

l t,b,t1,h – kích thước then tra bảng 9.1 [σ d] - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5, [σ d] = 100 (MPa) [τ c] - ứng suất cắt cho phép [τ c] = 60 … 903 = (20…30) (MPa)

τ c = d × l 2 ×T

t ×b ≤ [τ c]

Trong đó : T – momen xoắn trên trục

d – đường kính trục

l t,b,t1,h – kích thước then tra bảng 9.1

[σ d] - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5, [σ d] = 100 (MPa) [τ c] - ứng suất cắt cho phép [τ c] = 60 … 903 = (20…30) (MPa)

l t,b,t1,h – kích thước then tra bảng 9.1

[σ d] - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5, [σ d] = 100 (MPa) [τ c] - ứng suất cắt cho phép [τ c] = 60 … 903 = (20…30) (MPa)