Tài liệu thiết kế hệ dẫn động cơ khí băng tải

Chia sẻ: Trongtung Truong | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:12

0
239
lượt xem
115
download

Tài liệu thiết kế hệ dẫn động cơ khí băng tải

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Máy là công cụ không thể thiếu đối với ngành công nghiệp trong thời đại hiện nay.Có máy, mọi sản phẩm làm ra đều được tiêu chuẩn hoá, chất lượng sản phẩm được ổn định và nâng cao tạo điều kiện tốt cho việc phát triển nên kinh tế quốc dân. Vấn đề đặt ra là làm sao để chế tạo được những loại máy đáp ứng được yêu cầu cần thiết của sản phẩm. Ngoài ra máy được chế tạo ra còn phải phù hợp với chi phí mà ngành sản xuất có thể chi ra. ...

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Tài liệu thiết kế hệ dẫn động cơ khí băng tải

  1. Lời nói đầu Máy là công cụ không thể thiếu đối với ngành công nghiệp trong thời đại hiện nay.Có máy, mọi sản phẩm làm ra đều được tiêu chuẩn hoá, chất lượng sản phẩm được ổn định và nâng cao tạo điều kiện tốt cho việc phát triển nên kinh tế quốc dân. Vấn đề đặt ra là làm sao để chế tạo được những loại máy đáp ứng được yêu cầu cần thiết của sản phẩm. Ngoài ra máy được chế tạo ra còn phải phù hợp với chi phí mà ngành sản xuất có thể chi ra. Để làm được điều đó, công việc chế tạo máy phải được đặt lên hàng đầu. Môn học Nguyên lý và chi tiết máy là môn học cơ sở được dùng để trang bị cho những kỹ sư tương lai những hiểu biết cần thiết trong công tác chế tạo máy sau này. Phần I TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN CẤP TỶ SỐ TRUYỀN. I. TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ. 1.Chọn động cơ. Vì mỗi động cơ điện có tính năng riêng nên phải chọn loại và kiểu phù hợp yêu cầu truyền động và điều kiện làm việc của máy. Khi lựa chọn cần phải xem xét kỹ đặc tính và công dụng 1
  2. từng loại và kiểu động cơ. Mỗi loại đọng cơ còn được chế tạo theo một số trị số công suất nhất định. Chọn động cơ với công suất đúng có ý nghĩa kinh tế, kỷ thuật rất lớn. Nếu công suất của động cơ bé hơn công suất phụ tải thì động cơ se luôn năm trong tình trạng làm việc quá tải. Ngược lai, nếu công suất của động cơ lớn hơn nhiều so với công suất của phụ tải thì động cơ sẻ bị làm việc non tải, hiệu suất thấp, vốn đầu tư cao, kích thước lớn. Công suất của động cơ được chọn sao cho khi làm việc: ­ Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép. ­ Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn. ­ Có TM/TH >k cho trước. 2. Tính công suất cần thiết trên trục động cơ. F *V Ta có: Pct= 1000 * η Trong đó: Lực vòng lên băng tải : F = 9500 N. Vận tốc băng tải: V= 0,7 m/s. Hiệu suất chung của toàn bộ hệ dẫn động η . η = η K * η ol 3 * η tv * η x (1) Tra bảng: η K = 1 : Hiệu suất khớp nối. η ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn. η tv = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền trục vít. η x = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền xích. Thay vào công thức (1) ta được: η = η K * η ol 3 * η tv * η x =1*0,993*0,92*0,96 = 0,86 F *V 9500 * 0,7 Do đó: Pct = = = 7,73 (KW) 1000 * η 1000 * 0,86 Công suất làm việc trên băng tải: F *V 9500 * 0,7 Plv = = = 6,65 . 1000 * η 1000 3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ. 60 * 1000 * V 60 * 1000 * 0,7 nlv = nt = = = 46,12 ( Vòng/phút ) π *D 3,14 * 290 Số vòng quay trên trục động cơ thoả mản: nsb min < nsb < nsb max nsb = nt * u. u: tỷ số truyền nsb: Số vòng quay động cơ nt: Số vòng quay trên băng tải Truyền động trục vít: utv = 10 – 40 Bộ truyền xích: ux = 2 – 5 umin = 2*10 = 20 umax = 5*40 = 200 Vậy nsb min = nt*umin = 46,12*20 = 922,4 nsb max = nt*umax = 46,12*200 = 9224 2
  3. => Số vòng quay động cơ cần tìm: 922,4 < nsb < 9224 Căn cứ vào kết quả cần thiết của công suất đã tính ở trên, cần chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất cần thiết: PH >Pct PH: Công suất định mức. Pct: Công suất cần thiết. Tmax/Tdn > 1,8 TK/Tdn > 1,3 Số vòng quay thoả mản điều kiện 922,4 < nsb < 9224 Từ 3 điều kiện trên đưa ra để chon động cơ thì tra bảng P1.2, P1.3 ta co một số động cơ thoả mản 3 điều kiện trên. nH Kiểu động cơ PH ( KW ) Tmax / Tdn TK / Tdn (Vòng/phút) DK63-4 14 1460 2,3 1,4 4A132M2Y3 11 2907 2,2 1,6 4A132M4Y3 11 1458 2,2 2,0 Nếu chọn động cơ có vòng quay lớn thì tỷ số truyền tăng, dẫn đến kích thước bộ truyền cồng kềnh, giá thành tăng. Để có giá thành , kích thước nhỏ nhất, tỷ số truyền hợp lý ta chọn động cơ: nH Kiểu động cơ PH ( KW ) Tmax / Tdn TK / Tdn (Vòng/phút) 4A132M4Y3 11 1458 2,2 2,0 II. XÁC ĐỊNH VÀ PHÂN CẤP TỶ SỐ TRUYỀN CHUNG. 1. Tỷ số truyền chung ( uC ). Tỷ số truyền chung là tỷ số truyền từ động cơ tới băng tải nH uC = nt nH : Số vòng quay định mức chọn ở động cơ. nH = 1458 ( Vòng / phút ) nt : Số vòng quay của tang tải. nt = 46,12 ( Vòng / phút ) n1 n H 1458 uC = = = = 31,61 n2 nt 46,12 Ta thấy 20 < 31,61 < 200 -> thoả mãn điều kiện umin < uC < umax 2. Phân cấp tỷ số truyền. Việc phân cấp tỷ số truyền cho các bộ phận ngoài hộp và trong hộp có ý nghĩa quan trọng, nếu phân cấp không hợp lý sẽ dẫn đến bộ truyền có kích thước lớn, khó bôi trơn, bảo dưỡng. Vởy tỷ số truyền được phân theo quan hệ sau: uC = ung*utr Với ung: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp 3
  4. utr: Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp Theo sơ đồ 01 ta co 2 bộ truyền: + Bộ truyền trục vít – bánh vít với tỷ số truyền utv + Bộ truyền xích với tỷ số truyền uX Do đó: uC = utv*uX Để hộp giảm tốc trong các bộ truyền nhỏ, nhẹ, kinh tế, tạo điều kiện dễ dàng cho việc bôi trơn, bảo dưỡng ta phai chọn bộ truyền trục vít – bánh vít và bộ truyền xích hợp lý. Ta có: utv = 10 – 40 uX = 2 – 5 Qua đây cho thấy utv , uX có tỷ số truyền không ổn định. Bộ truyền xích đòi hỏi chế tạo và lắp ráp chính xác, bảo dưỡng phải phù hợp, làm việc không ồn, giá thành vừa phải nên ta chọn tỷ số truyền nhỏ.Còn bộ truyền trục vít – bánh vít có ưu điểm là chịu tải lớn ma kích thước gon nhẹ, làm việc êm nên ta chọn tỷ số truyền tương đối lớn. Chọn utv = 14,5 Mặt khác uC = utv*uX = 31,61 31,61 31,61 => uC = = = 2,18 u tv 14,5 * Số vòng quay định mức trên các trục. nI tv = nđ/c = 1458 ( Vòng/phút ) n Itv 1458 nII tv = = = 100,55 ( Vòng/phút ) u tv 14,5 nI x = nII tv = 100,55 ( Vòng/phút ) n Ix 100,55 nII x = = = 46,12 ( Vòng/phút ) ux 2,18 => nI = nH = 1458 ( Vòng/phút ) nII = 100,55 ( Vòng/phút ) nIII = 46,12 ( Vòng/phút ) * Công suất trên các trục. Pđ/c = 11 KW PI = Pđ/c * η K *η ol = 11*1*0,99 = 10,89 (KW) PII = PI*Ptv*η ol = 10,89*0,92*0,99 = 9,92 (KW) PIII = PII*η x *η ol = 9,92*0,96*0,99 = 9,43 (KW) * Mômen xoắn trên các trục. 9,55 * 10 6 * PI 9,55 *10 6 *10,89 TI = = = 71330,246 (Nmm) nI 1458 9,55 *10 6 * PII 9,55 * 10 6 * 9,92 TII = = = 942178,02 (Nmm) n II 100,55 9,55 * 10 6 * PIII 9,55 * 10 6 * 9,43 TIII = = = 1952656,114 (Nmm) n III 46,12 4
  5. Ta có bảng thống kê các số liệu như sau: Trục Trục I Trục II Trục III Các thông số Utv = 14,5 Ux = 2,18 Tỷ số truyền u Công suất Pđm (KW) 10,89 9,92 9,43 Số vòng quay n 1458 100,55 46,12 (V/p) Mômen xoắn T 71330,246 942178,02 1952656,114 (Nmm) PhầII Bộ truyền trục vít – bánh vít 1. Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức. Vsb = 4,5*10-5*nII* 3 TII = 4,5*10-5*100,55* 3 942178,02 = 0,44 (m/s) Với Vsb < 2 m/s ta dùng gang, cụ thể là gang C Γ 15-32 để chế tạo bánh vít. Chọn thép 45 làm vật liệu để chế tạo trục vít, bề mặt được tôi tới độ rắn HRC45. 2. Theo bảng 7.1, với bánh vít bằng gang C Γ 15-32 đúc bằng khuôn cát có δ b = 150( MPa) δ ch = 320 (MPa). Theo bảng 7.2 với cặp vật liệu gang C Γ 15-32 và thép tôi, [ δ H ] = 170 Mpa. Với bộ truền làm việc một chiều, [ δ Fo ] tính theo công thức: [ δ Fo ] = 0,25 δ b + 0,08 δ ch = 0,25*150 + 0,08*320 = 63,1 Mpa. Hệ số tuổi thọ : KFL = 9 10 6 / N FE 5
  6. nI Trong đó: NFE = 60nII * ∑ (T 2i / T2 max ) 9 * t i = 60* u * ∑ (T2i / T2 max ) * t i / ∑ t i 9 1458 = 60* * 10 * 365 * 24(19 * 0,3 + 0,7 9 * 0,4 + 0,5 9 * 0,3) = 167,39 * 10 6 14,5 => KFL = 9 10 6 / 167,39 * 10 6 = 0,57 Do đó ta có: [ δ F ] = [ δ Fo ]* KFL = 63,1*0,57 = 35,97 MPa [ δ H ] max = 2* δ ch = 2*320 = 640 Mpa [ δ F ] max = 0,8* δ ch = 0,8*320 = 256 Mpa. 3. Tính thiết kế. - Xác định aW: Chọn sơ bộ KH = 1,2 Với u = 14,5 chọn z1 = 2 => z2 = u*z1 = 14,5*2 = 29 Tính sơ bộ hệ số đường kính trục vít q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3*z2 = 0,3*29=8,2 Theo bảng 7.3 ta chọn q = 10 Mômen xoắn lớn nhất trên trục bánh vít TII = 942178,02 (Nmm) Theo công thức 7.16: 170 2 TII * K H 170 2 942178,02 *1,2 aW = (z2 +q)* 3 ( ) * = (29 + 10) * 3 ( ) * = 199,79 z 2 [δ H ] q 29 *170 10 Lấy aW = 200 - Tính Môđun: m = 2* aW/(q+z2) = 2*200/(10+29) = 10,26 Theo bảng 7.3, chọn môđun tiêu chuẩn m = 12,5. Do đó khoảng cách trục aW = 0,5 * m *(q+z2) = 0,5*12,5(10+29) = 243,75 mm, do đó hệ số dịch chỉnh theo công thức 6.3: x = aW/m – 0,5(q+z2) = 243,75/12,5 – 0,5(10+29) = 0 4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc. - Theo (6.8): vt = π dW1n1/(60000*cos γ W ) = 6
  7. Phần III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, được dùng để truyền động giữa các trục xa nhau. Có thể dùng truyền động xích để giảm tốc hoặc tăng tốc. So với truyền động đai, khả năng tải và truyền động xích cao hơn, cùng một lúc có thể truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục. Tuy nhiên truyền động xích đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, làm việc có va đập, chóng mòn nhất là khi bôi trơn không tốt và môi trường làm việc nhiều bụi. Trong thực tế thường dùng truyền động xích để truyền công suất dưới 100 KW, vận tốc tới 15 m/s. Tuổi thọ của truyền động xích trong các máy vào khoảng 3000-5000 giờ. Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây: Mòn bản lề và răng đĩa, con lăn bị rơ hoặc vỡ, các má xích bị đứt vì mỏi, trong đó mòn bản lề nguy hiển hơn cả và thường là nguyên nhân chủ yếu gây mất khả năng làm việc của bộ truyền xích. Vì vậy chỉ tiêu tính toán cơ bản của bộ truyền xích là tính về mòn, xuất phát từ điều kiện áp suất sinh ra trong bản lề không được vượt quá một giá trị cho phép. Các số liệu cần thiết để thiết kế: Từ sơ đồ nguyên lý ta thấy trục bánh răng chính là trục đĩa xích 1, trục đĩa xích 2 là trục tang tải. Chính vì vậy công suất trên bánh răng bằng công suất đĩa xích. Nghĩa là: Px1 = P2 = 9,92 (KW). - Tỷ số truyền uX = 2,18. Tải trọng ổn định, làm việc 2 ca, đường nối tâm với trục ngoài có góc nghiêng 60O, trục không điều chỉnh được. Do xích đã được tiêu chuẩn hóa và chế tạo sản phẩm nên nội dung tính toán là tính chọn. Điều đó có nghĩa là xuất phát từ tải trọng đã cho ( công suất, định bước xích, tính số dãy xích, khoảng cách trục, số mắt xích, lực tác dụng) để chọn ra một loại xích tiêu chuẩn hoá cho phù hợp với điều kiện làm việc. Trong các loại xích, xích ống con lăn, xích răng được dùng nhiều hơn cả. 1. Chọn loại xích. So với loại xích ống, xích con lăn có độ bền cơ học cao hơn, chế tạo dơn giản và rẻ tiền. Vì vậy với vận tốc nhỏ hơn ( 10-15 ) m/s ta dùng xích con lăn, lấy xích một dãy. 2. Chọn số răng của đĩa xích. Tỷ số truyền uX = 2,18 Z1 = 29-2*uX = 29-2*2,18 = 24,64 Lấy Z1 = 25 - Số răng bánh bị dẫn: Z2 = uX*Z1 = 2,18*25 = 54,5 7
  8. Chọn Z2 = 55 - Tỷ số truyền thực là: Z 2 55 u= = = 2,2 Z 1 25 - Sai số của tỷ số truyền: 2,18 ∆u = 100% − * 100 = 0,909% < 4% ( hợp lý ). 2,2 3. Xác định bước xích P. *Xác định hệ số - điều kiện sử dụng. K = Kđ*Ka*Ko*Kđc*Kbt*Kc Bước xích P được chọn theo điều kiện xích không bị mòn quá giới hạn cho phép trước thời gian quy định. Do đó áp suất sinh ra trong bản lề phải thoả mản điều kiện giới hạn và số vòng quay của đĩa phải thoả mản là nhỏ hơn giá trị cho phép. Các giá trị này đã được xác định theo công suất và số vòng quay của đĩa xích nhỏ. Do đó phải đi tim số vòng quay và công suất của đĩa xích nhỏ. Theo bảng (5.6): Kđ = 1,2 : Tải trọng va đập. Ko= 1 : Do góc nghiêng đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang α = 60O. Kđc = 1 : Do vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích. Kbt = 1,3 : Do môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II. Kc = 1,25 : Do bộ truyền làm việc 2 ca. Ka = 1 : Chọn khoảng cách trục a = (30-50)p. Vậy K = 1,2*1*1*1*1,3*1,25 = 1,95. * Xác định hệ số về răng và số vòng quay. Z 01 +Hệ số răng đĩa xích KZ = Z1 Dựa vào tỷ số truyền uX = 2,18 tra bảng Z01 = 31, Z1 = 25 31 => KZ = = 1,24 . 25 n01 + Hệ số vòng quay đĩa dẫn Kn = n1 Chọn n01 = 200 (vòng/phút) là số vòng quay đĩa nhỏ, N1 = 100,55 (vòng/phút) 200 Kn= = 1,99 100,55 a. Công suất tính toán theo công thức: Pt = K*KZ*Kn*P K = 1,95 : Hệ số điều kiện sử dụng. KZ = 1,24 : Hệ số răng đĩa xích. Kn = 1,99 : Hệ số vòng quay đĩa dẫn. P = 9,92 : Công suất trên trục dẫn. => Pt = 1,95*1,24*1,99*9,92 = 47,73 (Kw) b. Chọn bước xích P. Theo bảng (5.5), với n01 = 200(vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích P=50,8 mm thoả mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 68,1 (Kw). 8
  9. + Đường kính chốt dC = 14,29 (mm). + Chiều dài ống B = 45,21 (mm). + Công suất cho phép [P] = 68,1 (Kw). Với loại xích ống con lăn này tra bảng (5.2) ta có kích thước chủ yếu của xích con lăn: + Tải trọng phá hỏng: Q = 226,8 (KN) + Khối lượng 1m xích: q1 = 9,7 (Kg) c. Kiểm nghiệm áp suất cho phép trong bản lề. K *F P= x = 120,57 Chọn x = 120 Do đó khoảng cách trục a sẽ được tính lại. (Z − Z1 ) 2 a = 0,25P [ x- 0,5(Z1+Z2)+ [ x − 0,5( Z 1 + Z 2 )]2 − 2.[ 2 ] ] π (55 − 25) 2 => a = 0,25*47,73[120 – 0,5(55+25) + [120 − 0,5(25 + 55)] − 2.[ 2 ] ] 3,14 => a=1895,49 (mm) Lấy a=1895 (mm) Để xích không quá căng ảnh hưởng không tốt đến độ mòn của xích thì ta nên giảm a một lượng: ∆ a = 0,003*a = 0,003*1895 = 5,685 (mm) Khi đó a = 1895 – 5,685 = 1889 (mm) - Kiểm tra số lần va đập của xích: Z *n 25 * 100,55 i= 1 1 = = 1,396 < [i] = 15 (Theo bảng 5.9) 15 * x 15 * 120 5. Kiểm nghiệm xích về độ bền. Q S= K t * Ft + FO * FV 9
  10. Trong đó: + Q : Là tải trọng phá hỏng. Tra bảng 7.1 : Q = 226,8 Kt = 1,5 : Hệ số chế độ tải trọng Z * P * n1 25 * 47,73 * 100,55 +V= 1 = = 1,99 (m/s) 60.000 60.000 1000 * 9,92 Do đó lực vòng Ft = = 4985 (N) 1,99 + Lực căng do lực ly tâm sinh ra: FV = qm*v2 Tra bảng 5.2 : qm = 9,7 là khối lượng một met xích. => FV = 9,7*1,992 = 38,41 (N) + Lực căng ban đầu FO. FO = Kf*qm*a*g g = 9,81 : Gia tốc trọng trường. Kf = 2 vì góc nghiêng = 600 > 400 Kf : Hệ số phụ thuộc độ võng của xích. => F0 = 2*9,7*1,889*9,81 = 359,5 (N) Với n = 100,55 ( vòng/phút), P = 47,73 (mm) tra bảng 5.10 ta được hệ số an toàn: [S] = 9,3. Để đảm bảo cho xích không bị phá huỷ do quá tải, hệ số an toàn S phải thỏa mãn điều kiện: S >=[S] 226,8 *1000 Thay số: S= = 28,8 1,5 * 4985 + 359,5 + 38,41 Vậy S > [S] => Độ bền được đảm bảo. 6. Tính đường kính xích. P 47,73 d1 = = = 380,82(mm) Sin(π / z1 ) Sin(180 / 25) P 47,73 d2 = = = 836,07(mm) Sin(π / z 2 ) Sin(180 / 55) - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: K r ( Ft * K d + Fvd ) E δ H = 0,47 ≤ [δ H ] (*) A* Kd A: Diện tích hình chiếu của bản lề. Tra bảng 5.12 ta có: A = [ δ H ]: ứng suất tiếp xúc cho phép. Ft : Lực vòng, Ft = 4985(N) Fvd: Lực va chạm trên m dãy xích Fvd = 13*10-7*n1*P3*m => 13*10-7*100,55*47,733*1 = 14,21(N) Kd: Hệ số phân bố tải trọng không đều Kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z Z1 = 25 => Kr = 0,42 ; E = 2,1*105Mpa 10
  11. Thay số vào (*) ta được: 0,42(4985 * 1 + 14,21)2,1 * 10 5 δ H = 0,47 = 405,5MPa 473 * 1 Như vậy dùng gang xám tôi ram đạt độ rắn HB321 – 429, đạt ứng suất cho phép: [ δ H ] = 550 – 650 (Mpa) Vậy δ H < [δ H ] . Phần III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC. 1.Chọn vật liệu. Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có δ b = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [ τ ] = 12 – 20 Mpa, δ ch = 340 Mpa. 2. Tính toán thiết kế trục. a. Xác định tải trọng tác dụng lên trục. 2 * T1 2 * 71330,246 Ft1 = = = 4536,1 (N) d w1 31,45 => Ft1 = Ft2 = 4536,1 (N) 11
  12. - Lực hướng tâm: tgα w tg (20,75) Fr1 = Ft1* = 4536,1 * = 1790,18( N ) Cosβ 0,96 => Fr1 = Fr2 = 1790,18 (N) - Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1 * tg β = 4536,1 * tg(16,195) = 1317,43(N) Trong đó: T1: Mômen xoắn trục bánh I, TI = 71330,246 (Nmm) dW1: Đường kính vòng lăn bánh I, dW1 = 31,45 (mm) α tw : Góc ăn khớp, α tw = 20,75o β : Góc nghiêng của răng, β = 16,195o b. Lực tác dụng từ bộ truyền xích đến khớp nối. 12

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

Đồng bộ tài khoản