Thiết Kế Hệ Thống Dẫn động Băng Tải - Tài Liệu Text - 123doc

Tải bản đầy đủ (.pdf) (40 trang)

1. Trang chủ
>>
2. Kỹ Thuật - Công Nghệ
>>
3. Cơ khí - Chế tạo máy

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (881.68 KB, 40 trang )

Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyTRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCMKHOA CƠ KHÍĐỀ 20 – PHƢƠNG ÁN 14THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢILực vòng trên băng tải, F(N): 17500Vận tốc băng tải, v(m/s): 0.4Đƣờng kính tang dẫn của băng tải, D (mm): 600Thời gian phục vụ, L(năm): 5Số ngày làm / năm Kng: 290 ngàySố ca làm trong ngày (ca): 1t1 : 25 giâyT1 : Tt2 : 27 giâyT2: 0.7TPhạm Bá Hoàng – 21301354Page 1Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỈ SỐTRUYỀN Chọn động cơ:Công suất tƣơng đƣơng ( đẳng trị) của động cơ:Pmax === 7 (kW)Công suất đẳng trị trên trục băng tảiPđt = √= Pmax√= 0,8574 PmaxPđt = 0,8574 ×7 =6 kWHiệu suất toàn bộ hệ thống:Ƞ = Ƞkn.Ƞbr.Ƞol2.Ƞx = 1× 0.97× 0.75 × 0.994 = 0,65Với Ƞkn : hiệu suất khớp nốiȠbr : hiệu suất bánh răng trụ trăng nghiêngȠol : hiệu suất ổ lănȠx : hiệu suất bộ truyền xíchCông suất cần thiết trên trục động cơ:Pct === 9.23 kWSố vòng quay của trục công tác là:nlv = nbt === 12.73 (vòng/phút)tỷ số truyền:Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp: uh = 80, tỷ sốtruyền của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc là Ub1 = 3.2Chọn tỷ số truyền của bộ truyền động xích: ux= 3 => utu=25 Tỷ số truyền của hệ dẫn động:ut = uh ×ux = 80× 3 = 240Số vòng quay sơ bộ của động cơ:nsb = nlv ×ut = 12.37 ×240 = 3055.2 (vòng/phút)chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndb = 3000 vòng/phúto Chọn động cơ 4A132M2Y3 có Pđc = 11kW và ndc = 2907 vòng/phút ở bảngphụ lục 1.3 Phân phối tỷ số truyền:Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động:Uch === 228.36Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:Uh = 80Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 2Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyTỷ số truyền của bộ truyền xích:Ux == 2.85Lập bảng đặc tính: Tính toán công suất trên các trục:Pdc = 11kWP4 === 7(kW)P3 === 7.6(kW)P2=== 10.24(kW)P1=== 10.66(kW) Số vòng quay:n1 = ndc =2907 vòng/phútn2 ==n3 =n4=Công suất kWTỉ số truyềnSố vòng quayn (vòng/phút)Momen xoắnT (Nmm)Động cơ11= 909 (vòng/phút)=== 37 (vòng/phút)= 13 (vòng/phút)Trục 110.661Trục 210.243.2Trục 37.625Trục 472.8529072907909371336136.9135019.951075821961621.65142307.7Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 3Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy2) TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁYa) Tính toán bộ truyền hở ( xích ) Thông số ban đầu:Công suất: P = 7.6 (kW)Số vòng quay bánh dẫn: n= 37 (vòng/phút)Tỷ số truyền: u= 2.78Điều kiện làm việc: quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ Tính toán thiết kế- Chọn loại xích: dùng loại xích con lăn.- Xác định thông số của xích và bộ truyền:+ Với u = 2.85 số răng đĩa nhỏ:Z1=29-2u=29 – 2 × 2.85 = 23.3 vậy chọn Z1 = 25(răng) (nên chọn sốrăng là số lẻ để đĩa đƣợc mòn đều hơn, tăng đƣợc khả năng sử dụng)- Số răng đĩa bị dẫn là:Z2 = Z1.u = 25 × 2.85 = 71.25 (răng)  Z2 = 71 răng Hệ số điều kiện sử dụng xích: KK= Kr .Ka .K0 .Kdc .Kb . KlvKr = 1: Dẫn đồng bằng động cơ điện và trọng tải ngoài tác động lênbộ truyền tƣơng đối êmKa = 1: Khi a = ( 30 ÷ 50 )pcK0 = 1: Khi nối tâm 2 đĩa xích hợp với đƣờng nằm ngang 1 góc nhỏhơn 60oKdc =1: Trục điều chỉnh đƣợcKb =1: Bôi trơn nhỏ giọtKlv = 1: Làm việc 1 ca K=1Chọn n01> n1, vậy chọn n01 = 50 Hệ số vòng quay trục dẫn:=== 1.35 Hệ số bánh răng dẫn xích====1Chọn xích 1 dãy nên Kx = 1Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 4Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy Công suất tính toán:Pt === 10.26 (kW)Pt = 10.26 kW < 10.5kW = [P](bảng 5.1 sách [3] ở cột no = 50 vòng/phút )Chọn pc = 38.1 mm và po = 35MPa Tính toán các công thức:Vận tốc trung bình:v=== 0.59 (m/s)Lực vòng có ích:Ft === 12881.36 (N)Tính toán kiểm nghiệm bƣớc xích pc= 600 √pc ≥ 600 √pc≥ 37.01 mmDo pc = 38.1 nên điều kiện trên đƣợc thỏa Chọn khảng cách trục sơ bộa = 40pc = 40 ×38.1 = 1548 (mm) Số mắt xíchX=+(+=+)+()X = 130.58Chọn X= 132 mắt xích Khoảng cách trục:a = 0.25pc*= 0.25 × 38.1×*√()√(()) +() += 1575.51 (mm)Ta chọn a = 1570 mm (giảm khoảng cách trục (0.002 ÷ 0.004 ) ×a) Chiều dài xích:Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 5Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyL = pc× X = 38.1× 132 = 5143.5 (mm) Số lần va đập xích trong 1s:i=== 0.47 < [i] = 14 (bảng 5.6 sách [3] ) Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:s=trong đó:Q: tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 sách[1] thì Q = 127 kN và q = 5.5 kgLực trên nhánh căng F1 = Ft = 12881.36 NLực căng ban đầu của xích:Fo = 9.81×k×a×q = 9.81 × 6× 1.57× 35.5 = 508.26 (N)Lực căng do lực ly tâm gây nên:Fv = q × v2 = 5.5× 0.592 = 1.9 (N) S== 9.5 > [s] = 7( Theo bảng 5.10 sách [1]với n=650(vòng/phút) )Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bên Đƣờng kính đĩa xích:d1 === 303.2 (mm)da1 = d1 + 0.7pc = 303.2 + 0.7×38.1 = 329.87mmd2 === 861.1 (mm)da2 = d2 + 0.7pc = 861.1 + 0.7 × 38.1 = 887.77 mmLực tác động lên trục: Fr= Kur ×Ft = 1.15 × 12881.36 = 14813.564 (N)b) Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít)A.Thiết kế bộ truyền bánh răng- Các thông số kỹ thuậtT1 = 35019.95NmmPhạm Bá Hoàng – 21301354Page 6Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyn = 2907 v/pu = 3.2- Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:Chọn thép 45 đƣợc tôi cải thiện.Theo bảng 6.1 sách[1] đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn TB: HB1 = 250 đốivới bánh bị dẫn ta chọn độ răn TB HB2 = 235. Vật liệu này có khả năng chạyrất tốt.- Số chu kỳ làm việc cơ sở:NHO1 = 30 ×= 30 × 2502.4 = 1.71 × 107chu kỳNHO2 = 30 ×= 30 × 2352.4 = 1.47× 107chu kỳNFO1 = NFO2 = 4×106- Số chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọngNHE1 = 60c. Ʃ() ni.timH = 6Tuổi thọ LH = Lnăm× Lngày× Lca× Lgiờ= 5× 290 × 1× 8= 11600 (giờ) NHE1 = 60 × 1 ×[( )()]= 1.33× 109chu kỳNHE2 === 0.4×109chu kỳTƣơng tự:NFE1 = 60c. Ʃ() ni.ti= 60 ×1 .[( )()]= 1.1 × 109chu kỳNFE2 === 0.34 × 109chu kỳVì NHE1>NHO1 ; NHE2> NHO2 ; NFE1>NFO1 ; NFE2>NFO2Cho nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 7Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy- Theo bảng 6.13[1] giới hạn mới tx và vốn các bánh răng xác định nhƣ sau:σOH lim = 2HB + 70suy ra:σOH lim1 = 2 × 250 + 70 = 570 MPaσOH lim2 = 2 × 235 + 70 = 540 MPaGiới hạn uốn:σOF lim = 1.8 HBsuy ra:σOF lim 1 =1.8 × 250 = 450 MPaσOF lim 2 =1.8 × 235 = 423 MPa- Ứng xuất tx cho phép:=× KHKhi tôi cải thiện, SH = 1.1=× 1= 466.4 MPa=× 1= 441.8 MPa- Ứng xuất tx cho phép tính toán:= 0.45 × (σH1 + σH2 ) = 408.69 < σH2 = 441.8- Ứng uốn xuất cho phép:=× KFLChọn sF = 1.75 ta có:σF1 =× 1 = 257.14 MPaσF2 =× 1 = 241.7 MPa- Theo bảng 6.15[3] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọnψbd = 0.4 theo tiêu chuẩn, khi đó:ψbd === 0.84Theo bảng 6.4 [3], chọn KHB = 1.03 và KFB = 1.05- Khoảng cách trục:aw = 43(u + 1)Phạm Bá Hoàng – 21301354√Page 8Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy= 43×(3.2+1) × √= 94.7 (mm)Theo tiêu chuẩn chọn aw = 100mm- Modun răngm = (0.01 ÷ 0.02)aw = 1 ÷ 2Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 1.5 mm-Từ điều kiện:20o ≥ β ≥ 8o≥ z1 ≥Suy ra:≥ z1 ≥31.4 ≥ z1 ≥ 29.87Chọn z1 = 30 răng, suy ra z2 = 30 × 3.2 = 96 (răng)Góc nghiêng răng:= 19.1oβ = arccos-Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:u===3-Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:Đƣờng kính vòng chia:d1 =d2 === 47.6 (mm)= 152.4 (mm)Đƣờng kính vòng đỉnh:da1 = d1 + 2m = 47.6 + 2×1.5 = 50.6 (mm)Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 9Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyda2 = d2 + 2m = 152.4 + 2×1.5 = 155.4 (mm)Khoảng cách trục:aw === 125 (mm)Chiều rộng vành răngb2 = ψbd × aw = 0.4 × 100 = 40 (mm)b1 = b2 + 5 = 40 + 5 = 45 (mm)-Vận tốc vòng bánh răngv=== 7.25 (m/s)-Theo bảng 6.3 [3] ta chọn Cấp Chính Xác là 8 với vgh= 10 m/s-Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:Ft1 ==Fn1 == 1470.8 (N)== 1656.4 (N)Fa1 = Ft1 × tgβ =Fr1 =× tg== 509.3 (N)= 566.5 (N)-Chọn hệ số tải trọng động KHV và KFVTheo bảng 6.5 [3] ta có:KHV = 1.19-Ứng suất tính toánZM = 275KFV = 1.38trên vùng ăn khớp:⁄do vật liệu là thépHệ số trùng khớp ngang:=*(=*()+)+= 1.64Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 10Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM=√=√DAMH Chi tiết máy= 0.78T1 = 35019.95 Nmm) = arctg(= acrtg(=√ZH = √) = 46.43o= 1.38Vậy:√=Với []=√== 330 µpa < []×= 4418.8= 374.5 MPaTrong đó:= 0.9 ;=1;= 0.85 × v0.1 = 0.85 × 7.270.1 = 1.036d < 700mm =>=1Do đó br thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc- Ứng suất uốn tại chân răng:YF1 = 3.47 += 3.47 +YF2 = 3.47 += 3.6= 3.91Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng :=Phạm Bá Hoàng – 21301354= 65.8Page 11Trường ĐH Bách Khoa TP.HCM=DAMH Chi tiết máy= 67.1Ta kiểm tra độ bền uốn=== 139 MPa 450 HRC. Sau đóđƣợc mài và đánh bóng ren vít2. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít= 11600 ( giờ)Số chu kì làm việc tƣơng đƣơng:= 60 ∑ (= 60 [( )) ..()](chu kỳ)Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 12Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMHệ số tuổi thọ =>=√=√DAMH Chi tiết máy= 0.95Tra bảng 7.9 sách [3] có= 0.95Vậy:= (0.76 ÷ 0.9 ). ..= (0.76 ÷ 0.9 ) × 200 × 0.95 × 0.95= 137.18 ÷ 162.45= 162.45 MPa ( Do trục vít đƣợc tôi với độ rắn > 450 HRC) Ứng suất uốn cho phép:= ( 0.25= 60∑ (+ 0.08) ..= 60 [( )= 13 ×)× √()]( chu kì)= ( 0.25 × 100 + 0.08 × 200) × √Do đó=>= 30.83 (MPa)3. Chọn số mối ren: z1= 2 với tỷ số truyền u=25 (u=16÷30)Số răng bánh vít : z2= uz1= 25 2= 50 (răng)Chọn hệ số đƣờng kính q: 0.22=> 11≤ q ≤ 20Chọn q=12.5 theo tiêu chuẩn4. Chọn sơ bộ) = 0.9(Ƞ= 0.9() = 0.7885. Tính khỏng cách trụcaw= (=() √() √())=287.37 (mm)Trong đó: KHV= 1.4(bảng 7.6 [3])Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 13Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyKHβ = 1+ ( )Hệ số biến dạng trục vít θ = 125 (bảng 7.3[3])X== 0.844Vậy KHβ = 1.01Do đó: KH = KHβTính modun:m=KHV = 1.01 1.4 = 1.414== 9.2chọn m = 10 theo tiêu chuẩnKhoảng cách trục aw= 0.5m(q + z2)= 0.5= 312.5 (mm)Cần phải dịch chỉnh chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn: aw = 315 mmHệ số dịch chỉnhX==Vậy khỏng cách trục chính xác aw = 315 mm6. Xác định kích thƣớc bộ truyền:Thông số hình họcCông thứcTrục vítĐƣờng kính vòng chiaĐƣờng kính vòng lănĐƣờng kính vòng đáyGóc xoắn ốc vítChiều dài phần cắt ren trục vítĐƣờng kính vòng chiaĐƣờng kính vòng lănĐƣờng kính vòng đáyKhoảng cách trụcĐƣờng kính lớn nhất bánh vítPhạm Bá Hoàng – 21301354= mq = 10 × 12.5 = 125 mm= m(q + 2x) = 10 × ( 12.5 + 20 ) = 130mm= + 2m = 125 + 2×10 = 145 mm= arctg = arctg= 9.09o≥ (11 + 0.06)m = ( 11 + 0.06 × 50 )×10= 140 mmBánh vít= m = 10 × 50 = 500 mm= m( +2 + 2x) = 10 × ( 50 + 2 + 2× 0.25)= 525 mm= m( – 2.4 + 2x) = 10 × ( 50 – 2.4 + 2×0.25)= 481 mm= 0.5m( q + + 2x) = 0.5×10 × ( 12.5 + 50+ 2× 0.25)= 315 mm≤+= 525 += 540 mmPage 14Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy≤ 0.75Chiều rộng bánh vít= 0.75 × 145 = 108.75 mm7. Vận tốc trƣợt√Vs ==√(m/s)Hệ số tải trọng: Kv=1.4, Kβ = 1.01, KH = 1.414 = KFHiệu suất: ƞȠ= 0.95= 0.95Với= arctg= arctg= 0.82= 1.45o8. Tính toán lại ứng suất cho phép[σH] = (0.76 ÷ 0.9) σbKHLCvTừ bảng 7.9 sách [3] có Cv = 0.88 [σH] = (0.76 ÷ 0.9)200Vậy [σH] = 150.48 MPa9. Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của bánh vítσH =√[σH]√=(MPa)[σH] = 150.48 MPa10. Xác định số răng tƣơng đƣơng bánh vítzv2 =chọn hệ số YF2 = 1.45 theo bảng 7.10 [3]kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo công thức:σF =[σF] = 30.83 MPa11. Tính toán nhiệt=+= 30 += 61.6 ≤ [ ] = 95oCPhạm Bá Hoàng – 21301354Page 15Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyNhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép12. Giá trị của các lực==== 7846.5 (N)==. Tg( + p) = 7846.5 × tg( 9.09o + 1.45o)= 1460 N==. tg =7846.5 × tg20o = 2856Kiểm tra độ bền uốn của trục: σFTheo bảng 7.1 chọn [σF] = 80 MPaTổng momen uốn tƣơng đƣơng:√()= √(())()= 629429.4 (Nmm)(chọn l = d2 = 500mm)σF =√= 6.3 MPa < [σF] = 80 MPa13. Kiểm tra độ cứng trục vítMomen quán tính tƣơng đƣơng mặt cắt trục vít:()Je ==()= 6498859.5 mm4Độ võng trục vít:√==Phạm Bá Hoàng – 21301354√Page 16Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy= 6.12 × 10-3 = 0.00612= 0.00612 ≤ [ ] = ( 0.01 ÷ 0.005) m = (0.1 ÷ 0.05)c) vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và giá trị các lựcPhạm Bá Hoàng – 21301354Page 17Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyd) Tính toán thiết kế trục và thenA. Trục 1Với T1 = 35019.95 Nmm- Chọn vật liệuChọn thép C45, có = 600 Mpa,xoắn cho phép = 20 MPa= 50MPa, chọn sơ bộ ứng suất- Chọn kích thƣớc chiều dài trục:+ Xác định sơ bộ đƣờng kính trục:d= √=√= 20.61 (mm)Theo tiêu chuẩn chọn d = 21mm (tại vị trí đoạn trục đầu bên trái)- Khoảng cách giữa các ổ trên bánh răng:l = l1 + 2x + wta có: l1 = b1 = 45 mmx = 10 mm (khe hở giữa bánh răng và thanh trong hộp giảm tốc)w = 35 ( theo bảng 10.2 [3] với w = 25 ÷ 30 )Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 18Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máySuy ra: l = 45 + 10 +35 = 90 (mm)Khoảng cách f chọn trong bảng 10.2 [3] không nhỏ hơn 45÷65 nên chọn f = 50mm1- Thay trục bằng dầm sức bền:Ta có: T1 = 35019.95 NmmFt1 = 1470.8 NFr1 = 566.5 NFa1 = 509.3 NMa1 === 12121.34 (Nmm)-Giả sử chọn nối trục vòng đàn hồi, bộ phận công tác là băng tải nên chọnK=1.4 ( bảng 14.1 [3] )-Momen xoắn tính toán:TT = K × T1 = 1.4 × 35019.95 = 49027.93 (Nmm)- Tra bảng 16.10a sách [2] đƣợc Do= 63mm- Lực vòng tại chốt:Ftk === 1111.74 (N)-Lực do nối trục tác dụng lên:Fk = (0.2 ÷ 0.3)× Ftk = 0.25 × 1111.74 = 278 (N)Fk chiều ngƣợc chiều lực vòng trên bánh răng- Tính phản lực gối tựa+ Xét trong mặt phẳng yOzMomen tại B:Phạm Bá Hoàng – 21301354Page 19Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMƩMB===DAMH Chi tiết máy=0= 148.5 (N)Phƣơng trình cân bằng lực:ƩFy = 0 RBy ===(N)+Xét trong mặt phẳng xOzMomen tai B:ƩMB = 0 90 RAx = 140 - 45 RAx ==Phƣơng trình cân bằng lực:ƩFx = 0==(N)=(N)-Vẽ biểu đồ MomenPhạm Bá Hoàng – 21301354Page 20Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máy- Momen tƣơng đƣơng tại tiết diện nguy hiểmTiết diện nguy hiểm ở mặt cắt tại vị trí đặt bánh răng trụ răng nghiêngMtd = √= √= 53636.7 (Nmm)-Tính tiết diện tại mặt cắt nguy hiểm:d13 ≥ √=√= 22.05 (mm)Do tiết diện guy hiểm có rãnh then bằng nên tăng tiết diện lên khoảng 5%,chon theo tiêu chuẩn : d13 = 30mmVậy kích thƣớc các đƣờng kính còn lại:d12=d14 = 25mmd12 ≥ √Phạm Bá Hoàng – 21301354√=√Page 21Trường ĐH Bách Khoa TP.HCMDAMH Chi tiết máyd12 18.82 d12 = d14 = 25 mm-Tính chọn then bằng+ Chọn vật liệu giống trục 1, chọn then tại vị trí lắp bánh răng trụ nghiêngtheo bảng 9.1a [1]:d13 = 30mm, ta có thông số:b = 8 mm, h = 7 mm, l = 28 mmChiều sâu rãnh then: t1=4 mm, t2= 2.8mmBán kính góc lƣợn của rãnh: nhỏ nhất 0.16 mm, lớn nhất 0.25 mmChiều dài làm việc của then: l1 = l = 28 mm-Kiểm tra ứng suất cắt:==