TÍNH TOÁN hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải

Trường ĐHSPKT TP. HCM
Khoa Cơ khí Chế tạo máy
Bộ mơn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MƠN HỌC NGUN LÝCHI 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

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 1: hệ dẫn động băng tải

Hình 2: Sơ đồ tải
trọng

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:
1.
2.
3.

4.
5.
6.
7.

Lực kéo trên băng tải F (N): 4800N
Vận tốc vòng của băng tải V(m/s): 0.6 m/s
Đường kính tang D (mm): 350mm
Số năm làm việc a(năm): 5 năm
Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc:300 ngày/năm
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @: 30º
(độ)
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 TỐN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ...................... 4
CHƯƠNG 3: TÍNH TỐN 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

=

4800.0,6
1000

= 2.88 Kw

Vì sơ đồ tải trọng tĩnh nên khơng 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
=> Hiệu suất một cặp ổ lăn.

 ơ =0,99
 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 vịng quay của động cơ.
Tốc độ quay của trục cơng tác
V=

𝜋 Dn
60000

=> n =

60000.𝑉
𝜋 400

=

60000.0,6
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
Tdm

1

=2

Phân phối tí số truyền
u=

n(đc)
𝑛

1440

=

32.7

= 44

Trong đó:
nđc : Số vịng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)
Số vòng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút)

n :

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
𝑢(𝑥).𝑢𝑛

= 3.6

=> 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 cơng suất từng trục:
 𝑃 = 𝑃3 = 2.88 (kW)
𝑃3

 𝑃2 =

=

ηô.ηx

3.9
0,99.0.93

=4.23(kW)


 𝑃1 =

𝑃2
ηô.ηtv

=

4.23
0,99.0,0,82

= 5,21 (kW)


 𝑃𝑚 =

𝑃1
ηơ

5,21

=

0,99

= 5,27(kW)

 Số vịng quay động cơ: 𝑛đ𝑐 = 1440 (vòng/phút).
9,55.10 6.P

 Moment xoắn: Ti =
ni

Tđc =

9,55.106 .𝑃𝑑𝑐

▪ 𝑛1 =

𝑛đ𝑐
𝑛đ𝑐
u(nt)

=

9,55.106 .4,5
1440

= 29844 (𝑁. 𝑚𝑚)

= 1440(vòng/phút).
6

.5,21
 T1= 9,55.10
= 34552 (𝑁. 𝑚𝑚)
1440

▪ 𝑛2 =

𝑛1
𝑈𝑡𝑣

=

1440
15

= 96 (vòng/phút).
2




9,55.106 .4,23

T2=

▪ 𝑛3 =



96
𝑛2
𝑈𝑥

T3=

=

96
2

= 48 (vòng/phút)

9,55.106 .2.88
48

= 429750 (𝑁. 𝑚𝑚).

= 573000(𝑁. 𝑚𝑚)

2. Bảng phân phối tỉ số truyền

Trục

Động cơ

u

I

II

Unt= 1

utv = 15

III
ux= 2

n(vòng/phút)

1440

1440

96

48

P(kW)

5.27

5.21

4.23

2.88

T

29844

34552

429750

573000

3


CHƯƠNG 2: TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1.
Chọn loại xích
Vì vận tốc thấp, khơng u cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn
Chọn số răng đĩa xích

2.2.

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
2.3.

Xác định bước xích

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 (mơi trường làm việc có bụi)
Kz =

𝑧01
𝑧1
𝑛01

Kn =

𝑛1

=
=

25
25

=1

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
4


Theo cơng thức (4.13) số mắt xích
2𝑎

x=

𝑝

+

𝑧1+𝑧2
2

(𝑧2−𝑧1)²𝑝

+

4.3,14².𝑎

=118.4mm làm số mắc xích chẵn x=120 (mx)

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 khơng 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

𝑧1𝑛1
i=
=20 ≤ [i]=50 → thỏa điều kiện
15𝑥

2.6. Kiểm nghiệm xích về độ bền
𝑄
Theo (4.6) S=
𝐾𝑑.𝐹𝑡+𝐹𝑜+𝐹𝑣

Theo Bảng 4.2, tải trọng phá hỏng Q = 22,7 kW, khối lượng 1m xích
q = 1kg, kđ = 1.
V=

𝑧1.𝑛1𝑝
60000

=9,525 m/s

Lực vịng 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
𝐾𝑑.𝐹𝑡+𝐹𝑜+𝐹𝑣

=

22700
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 thơng số của đĩa xích
Đường kính vịng 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 vịng đỉnh răng:
da1 = p(0,5 + cotg(3,14/ z1 ))=133,6mm
da2 = p(0,5 + cotg(3,14/ z2 ))=265,3mm
Đường kính vịng chân răng:
df1 = d1 – 2r=127-2.5,2=116,6 mm

5


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 cơng thức (4.21)

σH = 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, tơi 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

6


2.10.

Thơng số của bộ truyền xích
Thơng số

Khoảng cách trục

Kí hiệu

Trị số

a (mm)

501,9

z

Số răng đĩa xích dẫn

1

25

Số răng đĩa xích bị dẫn

z2

51

Tỉ số truyền

u

2

Số mắt xích

x

120

d

Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn
Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn

1

127

d2

258

d

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích dẫn

d

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích bị dẫn

a1

133,6

a2

265,3

d

Đường kính vịng chân răng đĩa xích dẫn

d

Đường kính vịng chân răng đĩa xích dẫn
Bước xích

f1

116,6

f2

247,6

p (mm)

Số dãy xích

15,875
1

7


CHƯƠNG 3: TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT
BÁNH VÍT
1) Chọn vật liệu
Ta có: 𝑉𝑠 = 4,5.10−5 . 𝑛1 . 3√𝑇2 =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 khơng thiết cụ thể là đồng
thanh nhơm-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)
9

106

Với: 𝐾𝐹𝐿 ( hệ số tuổi thọ )= √
𝑁

𝐹𝐸

= 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 cơng thức thực nghiệm:
q=0,3𝑧2 =9 theo bảng 7.3 chọn q= 9.
𝑇2 = 429750 N.mm
Theo công thức (7.16)
3

→𝑎𝑤 =( 𝑧2 + q) √(

170

3

𝑧2 [𝜎𝐻 ]

)² √

𝑇2 𝐾𝐻
𝑞

= 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
8


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 cơng thức:
𝑉𝑠 =

𝜋𝑑𝑤1 𝑛1
60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤

=4,9 m/s

Trong đó góc vít lăn:
𝑧
𝛾𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔( 1 ) = 11,3 °
𝑞+2𝑥

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 )3 𝑇2 𝐾𝐻
𝑞

= 163,2 Mpa ≤ 170Mpa

→ thỏa mãn điều kiện
 Kiểm tra về dộ bền uốn
𝜎𝐹 =

1,4𝑇2 𝐾𝐹 𝑌𝐹
≤ [𝜎𝐹 ]
𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛

[𝜎𝐹 ]-ứng suất uốn cho phép của bánh răng vít: [𝜎𝐹 ]=116,2 Mpa
𝐾𝐹 - hệ số tải trọng khi tính về uốn: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝑣 =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

9


Thay vào ta có 𝜎𝐹 = 10,94 < 116,2 Mpa → thỏa mãn điều kiện
5) Tính nhiệt truyền động vít
Diện tích thốt nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( khi 𝐴𝑞 ≈ 0,3. 𝐴 )
A≥

1000.(1−𝜇).𝑃
[0,7.𝐾𝑡 (1+𝜓)+0,3𝐾𝑡𝑞 ].𝛽.([𝑡𝑑 ]−𝑡0 )

trong đó:

𝜇- hiệu suất bộ truyền: 𝜇 = 0,8
P- cơng 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 thơng số của bộ truyền
 Đường kính vịng chia:
𝑑1 = 𝑞𝑚 = 8.9 = 72 𝑚𝑚
𝑑2 = m𝑍2 = 8.30=240 mm
 Đường kính vịng đỉnh:

𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 88 𝑚𝑚
𝑑𝑎2 =m(𝑍2 + 2 + 2𝑥) =264 mm
 Đường kính vịng đáy:
𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,4𝑚 = 52,8 𝑚𝑚
𝑑𝑓2 = m(𝑍2 − 2,4 + 2𝑥)= 228,8 mm
 Góc ơm 𝛿 = arcsin(

𝑏2
𝑑𝑎1 −0,5𝑚

10

)=50°41’


7) Thơng số bộ truyền trục vít
Thơng số

Kí hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục

𝑎𝑤

160 mm

Mơdun

m

8

Tỉ số truyền

u

15

Số mối ren

𝑍1

2

Số răng bánh vít

𝑍2

30

𝑑1

72 mm

𝑑2

240 mm

𝑑𝑤1

80 mm

𝑑𝑤2

240 mm

𝑑𝑎1

88 mm

𝑑𝑎2

264 mm

𝑑𝑓1

52,8 mm

𝑑𝑓2

228,8 mm

Hệ số đường kính

q

9

Hệ số dịch chỉnh bánh vít

x

0,5

Góc ơm

𝛿

50°41’

Góc vít

𝛾𝑤

11,3 °

Chiều rộng bánh vít

𝑏2

66 mm

Đường kính vịng chia

Đường kính vịng lăn

Đường kính vịng đỉnh

Đường kính vịng đáy

11


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:

12