Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án môn học chi tiết máy Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải T1= T ; T2 = 0,6T ; t1 = 30(s) ; t2 = 48(s) ;tck= 78(s) Trong đó: 1. Động cơ điện 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 2. Nối trục đàn hồi 4. Bộ truyền xích ống con lăn 5. Băng tải Số liệu thiết kế: 1. Lực kéo băng tải, F(N): F = 6500(N) 2. Vận tốc băng tải, v (ms): v = 1,25 (ms) 3. Đường kính tang dẫn, D: D = 400(mm) 4. Thời gian phục vụ L, năm : 7 (năm) Quang một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ ) 5. Chế độ tải: T1=T ; t1=30 ; T2=0,8T ; t2=48

Đồ án môn học chi tiết máy Đề số : Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Sơ đồ hệ thống dẫn động: T1= T ; T2 = 0,6T ; t1 = 30(s) ; t2 = 48(s) ;tck= 78(s) Trong đó: Động điện Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp khai triển Nối trục đàn hồi Bộ truyền xích ống lăn Băng tải Số liệu thiết kế: Lực kéo băng tải, F(N): F = 6500(N) Vận tốc băng tải, v (m/s): v = 1,25 (m/s) Đường kính tang dẫn, D: D = 400(mm) Thời gian phục vụ L, năm : (năm) Quang chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc ) Chế độ tải: T1=T ; t1=30 ; T2=0,8T ; t2=48 Nhiệm vụ thiết kế: * Bản thuyết minh thiết kế tính tốn * Bản vẽ hộp giảm tốc.(Khổ A0) * Bản vẽ chế tạo chi tiết (Khổ A4) Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động Phần I Chọn động phân phối tỉ số truyền 1.1.Chọn động 1.1.1-Tính cơng suất cần thiết Chọn động điện công việc qúa trình tính tốn, thiết kế máy Nó có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn thiết kế hộp giảm tốc truyền hộp Để chọn động phải dựa đặc tính phạm vi sử dụng chúng với yêu cầu thiết kế từ lựa chọn động động phù hợp kinh tế Muốn ta phải tính cơng suất cần thiết động Cơng suất cần thiết động xác định theo công thức (2.8): P Pct = t ( kW ) η Trong đó: Pct (kW) cơng suất cần thiết trục động Pt (kW) công suất tính tốn trục máy cơng tác η hiệu suất truyền động Để xác định công suất Pct cần xác định cơng suất tính tốn Pt Cơng suất tính tốn xác định dựa vào chế độ làm việc hệ thống dẫn động tính chất tải trọng Theo yêu cầu thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải tính tốn điều kiện làm việc lâu dài tải trọng tác dụng thay đổi theo chu kỳ Do ta coi động làm việc với công suất tương đương không đổi (thay cho trình làm việc động lúc q tải, lúc non tải) tính theo cơng thức (2.13) ∑ Pt = Ptd với  Pi  t   i (kW ) Ptd = P1 i =1  P1  ti ∑ i =1 Trong đó: Ptd (kW) cơng suất tương đương động P1 (kW) công suất lớn công suất tác dụng lâu dài trục máy công tác Pi (kW) công suất tác dụng lâu dài thời gian (ti) Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy nhỏ (3s) khơng coi cơng suất tác dụng lâu dài trục máy công tác, nên ta có: 6500.1,25 P1 = = 8,12( kW ) 1000 => Ta lại có: P2 T2 = = 0,6 P1 T1 t1 = 30(s) t2 = 48(s) ; tck = t1+t2 = 30+48 = 78(s) Vậy ta có cơng suất tương đương là:  P1  P    t1 +   t2 2 P1  P1  ( 1) 30 + ( 0,6) 48   Ptd = P1 = 8,12 = 6,3( kW ) t1 + t2 30 + 48 =>Pt = Ptd=6,3(kW) Mà hiệu suất truyền động (η) tính dựa hiệu suất truyền hệ thống dẫn động theo cơng thức (2.9): η=ηk.ηol.ηbr1.η br2.ηx Trong trị số hiệu suất loại truyền ổ tra bảng 2-3 (Tr.19 ) ηk ≈1 hiệu suất truyền khớp nối trục từ trục động sang trục I ηol=(0,99)4 hiệu suất cặp ổ lăn đượclàm việc điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn đây, sử dụng cặp ổ lăn trục, cặp ổ có hiệu suất riêng (η*ol=0,99) ηbr1=0,97 hiệu suất truyền bánh trụ thẳng làm việc điều kiện che kín đủ dầu bơi trơn (cấp nhanh) ηbr2= 0,97 hiệu suất truyền bánh trụ rang nghiêng làm việc điều kiện che kính đủ dầu bơi trơn (cấp chậm) ηx= 0,93 hiệu suất truyền xích làm việc điều kiện hở Vậy ta có: =>η=η.ηol.ηbr1.η br2.ηx= 0.994 0,97 0,97 0,93 = 0,84 Pct = Pt 6,3 = = 7,5( kW ) η 0,84 1.1.2-Xác định sơ số vòng quay đồng *) Chọn sơ tỉ số truyền Dựa vào bảng 2.4 (TR.21,TTTKHTDĐCK-T1) chọn: Tỉ số truyền truyền xích un = (lần) Tỉ số truyền hộp giảm tốc uh = 16 (lần) Tỉ số truyền sơ hệ thống dẫn động là: usb = uh.un = 3.16= 48 (lần) *) Số vịng quay trục băng tải tính theo công thức (2.16): n lv = 60.v  v    π.D  p  Trong đó: v = 1,25(m/s) vận tốc băng tải D = 400(mm) = 0,4(m) đường kính tang quay băng tải nlv = 60.v 60.1,25 = = 59,68 v   p π D π 0,4 => ; Vậy số vòng quay sơ trục động là: => nct = nlv.usb = 59,68.48 =2864,64(v/p) ; *) Chọn động Dựa yêu cầu động momen mở máy công suất cần thiết để đảm bảo động làm việc tốt là: Pđc ≥ Pct nđb≈ nct T1 T =1≤ k T Tdn Với T momen tải trọng lớn T=T1 Tra bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động đồng 3000(v/p) ta chọn động điện K nhà máy Động cơViệt-Hung chế tạo với kiểu động K160S2 có thơng số sau: Cơng suất Vận tốc (kW) (v/p) 7,5 2935 Cosϕ 0,93 IK/Idn TK/Tdn Đ/k trục động Khối lượng (mm) (kg) 7,3 2,2 38 94 1.2).Tính tốn động học hệ thống dẫn động khí Tính tốn hệ thống dẫn động khí theo thơng số động điện chọn *)-Xác định tỉ số truyền ut hệ thống dẫn động Tỉ số truyền hệ thống dẫn động xác định tỉ số số vòng quay đầu vào Với: ndc = 2935(v/p) số vòng quay động điện chọn nlv = 59,68(v/p) số vòng quay trục băng tải ut = ndc 2935 = = 49,17 nlv 59,68 (lần) => *)-Phân phối tỉ số truyền ut hệ thống dẫn động cho truyền Tỉ số truyền hệ thống dẫn động phân phối cho truyền hộp giảm tốc bộtruyền ngồi (bộ truyền xích & truyền khớp) ut = uh.un = 49,17 (lần) Tỉ số truyền truyền khớp là: uk ≈ 1(lần) Chọn tỉ số truyền truyền xích là: ux = 2,5(lần) Vậy ta có tỉ số truyền hộp giảm tốc là: u u 49,176 uh = t = t = = 19,67 un uk u x 1.2,5 (lần) Đây hộp giảm tốc khai triển, tính tốn theo điều kiện bơi trơn u cầu thể tích hộp nhỏ Do chọn tỉ số truyền cấp nhanh (u1) lớn tỉ số truyền cấp chậm (u2) Ta dùng công thức thực nghiệm sau: u1 = (1,2 ÷ 1,3)u2 => uh = u1.u2 = (1,2 ÷ 1,3)u2 u2 = (1,2 ÷ 1,3) (u2)2 = 19,67(lần) => u2 = (3,88 ÷4,04 ) chọn u2 = 3,95 (lần) => u1 = (1,2 ÷ 1,3)u2 = (4,74 ÷ 5,135) chọn u1 = 4,95(lần) Vậy ta có tỉ số truyền thực hộp giảm tốc là: uh = u1.u2 = 3,95.4,95 = 19,55 (lần) Tỉ số truyền thực truyền xích : ux = ut 49,17 = = 2,51 uh uk 19,55 (lần) 1.3.Xác định công suất, momen số vòng quay trục Dựa sơ đồ thiết kế công suất cần thiết Pct động ta tính cơng suất, momen, số vịng quay trục hệ thống dẫn động sau: 1.3.1.Trên trục động cơ: Số vòng quay: nđc = 2935(v/p) Công suất trục động công suất cần thiết: Pct =7,5(kW) Momen xoắn: Tdc = 9,55.106 Pct 7,5 = 9,55.106 = 24403,74( Nmm) ndc 2935 1.3.2.Trên trục 1: n1 = ndc 2935 = = 2935(v / p) uk Số vịng quay: Cơng suất trục:P1 = Pct ηk.ηol =7,5.1.0,99 =7,42 (kW) Momen xoắn trục: 1.3.3.Trên trục 2: T1 = 9,55.106 P1 7,42 = 9,55.106 = 24143,44( Nmm) n1 2935 n2 = n1 2935 = = 592,92(v / p ) u1 4,95 Số vòng quay: Công suất trục:P2 = P1 ηbr1.ηol = 7,42.0,97.0,99 = 7,12(kW) Momen xoắn trục: 1.3.4.Trên trục 3: n3 = T2 = 9,55.106 P2 7,1 = 9,55.106 = 114679,88( Nmm) n2 592,92 n2 592,92 = = 150,1(v / p) u2 3,95 Số vịng quay: Cơng suất trục: P3 = P2 ηbr2.ηol = 7,12.0,97.0,99=6,83(kW) Momen xoắn trục: 1.3.5.Trên trục công tác: nlv = T3 = 9,55.106 P3 6,83 = 9,55.106 = 434553,63( Nmm) n3 150,1 n3 150,1 = = 59,8(v / p ) u x 2,51 Số vòng quay: Công suất trục: Plv = P3 ηx.ηol =6,83.0,93.0,99 =6,28(kW) Momen xoắn trục: Tlv = 9,55.106 Plv 6,28 = 9,55.106 = 1002909,69( Nmm) nlv 59,8 1.3.6.Từ kết tính tốn ta có bảng thơng số sau Trục T.số u(lần) P(kW) n(v/p) T(Nmm) Động 7,5 2935 24403,74 4,95 7,42 2935 24143,44 Công tác 3,95 2,51 7,12 6,83 6,28 592,92 150,1 59,8 114679,88 434553,63 1002909,69 Phần II Thiết kế truyền A).Bộ truyền hộp I)–Chọn vật liệu Theo yêu cầu thiết kế tính tốn động hộp giảm tốc bánh hai cấp công suất trung bình Do cặp bánh cấp nhanh chịu tải nhỏ cặp bánh cấp chậm, nên ta phải chọn vật liệu chế tạo bánh cấp nhanh có tính vật liệu cặp bánh cấp chậm, để tránh lãng phí.Tuy nhiên, sản xuất loạt nhỏ, để đơn giản cho việc cung cấp vật liệu chế tạo, công nghệ chế tạo bánh ta chọn chung loại vật liệu cho hai cấp Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1,25(m/s) tải F=6500(N) ta chọn vật liệu thơng thường (nhóm I) có độ rắn HB ≤ 350 Bánh thường hố tơi cải thiện Theo bảng 6.1(Tr 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn loại vật liệu cho bánh dẫnvà bánh bị dẫn sau: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285 Giới hạn bền: σb = 850(MPa) Giới hạn chảy: σch = 580(MPa) II)Xác định loại ứng suất cho phép.(sơ bộ) Đây hộp giảm tốc bánh trụ thẳng nghiêng làm việc điều kiện che kín đủ dầu bơi trơn, dạng hỏng chủ yếu tróc rỗ bề mặt Đó phá hỏng mỏi tác dụng dài hạn ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây Ngồi ra, bị biến dạng dư gẫy dòn lớp bề mặt phá huỷ tĩnh chân tải Do ta xác định ứng suất cho phép kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] xác định theo công thức (6.1):  o  [ σ H ] =  σ H lim .Z R Z v K xH K HL  SH  - ZR Zv KxH Trong đó: – Hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc – Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng – Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh σoHlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ sở SH – Hệ số an tồn tính tiếp xúc KHL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng truyền Với bước tính sơ lấy ZR.Zv.KxH = Hệ số KHL xác định theo công thức (6.3): - K HL = m H N HO N HE Trong đó: - mH – Bậc đường cong mỏi thử tiếp xúc, với độ rắn mặt HB ≤ 350 ta có mH=6 - NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất sở thử tiếp xúc NHO=30.(HHB)2,4 (công thức 6.5) - HHB – Độ rắn Brinen - NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ∑ N HE = 60.c  Ti   Tmax   n i t i  ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE tính theo cơng thức (6.7) : Trong đó: - Ti , ni , ti : momen xoắn số vòng quay số làm việc chế độ i bánh xét - Tmax : momen xoắn lớn - c : số lần ăn khớp vòng quay (c=1) Với vật liệu chọn thép 45 cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285) Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có: σoHlim=2.HB+70 ; SH=1,1 Do bánh dẫn quay nhanh, nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mịn nhanh, theo thuyết sức bền ta nhiệt luyện bánh dẫn có độ rắn lớn bánh bị dẫn H1≥H2 +(10÷15)HB Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255 Ứng suất tiếp xúc cho phép σoHlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa) σoHlim2=2.HB2+70=2.255+70=580(MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất sở NHO1=30.(HHB1)2,4=30.(265)2,4=1,96.107 NHO2=30.(HHB2)2,4=30.(255)2,4=1,79.107 Do tính vật liệu bánh dẫn tốt vật liệu bánh bị dẫn => NHE1 > NHE2 Vậy ta cần xác định NHE2 (6.7):: N HE  T = 60.c.n2 t h ∑  i  Tmax  ti   ∑ ti Ta có: - c: số lần ăn khớp vòng quay (c=1) - n2: số vòng quay trục (n2=592,92 v/ph ) - th: thời gian làm việc 7năm (th = 2ca x x 300 ngày x 7năm= 33600 giờ) 48   30 N HE = 60.1.592,92.33600.13 + 0,63  = 6,186.108 78   78 => NHE2>NHO2 =1,79.107 => NHE1>NHO1 =1,96.107 Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đường thẳng song song với trục hoành tức khoảng giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi.Vì ta lấy NHE=NHO để tính, Do KHL=1 => NHE2= NHO2 ; NHE1 = NHO1 => KHL= KHL1= KHL2=1 Thay giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào cơng thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép (6.1a) ta có:  σ oH lim   σo .Z R Z v K xH K HL =  H lim   S  SH   H o [ σ H ]1 = σ H lim = 600 = 545,45(MPa ) [ σ H ] =  SH [σ H ] = 1,1 σ oH lim SH =  σo .1.1 = H lim  SH  580 = 527,27( MPa ) 1,1 Cấp chậm sử dụng cặp bánh trụ thẳng ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH]c = [σH]2 = 527,27(MPa) (6.12) Cấp nhanh sử dụng cặp bánh trụ nghiêng ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH]n =([σH]1 +[σH]2)/2= (545,45+527,27)/2 (6.12) = 536,36(MPa) < 1,25[σH]2 Ứng suất tiếp xúc tải cho phép là: [σH]max=2,8.σch=2,8.580=1624(MPa) (6.13) ứng suất uốn cho phép [ σ F ] ứng suất uốn cho phép [ σF ] xác định theo công thức (6.2):  o  [ σ F ] =  σ F lim .YR Ys K xF K FC K FL  SF  - YR Ys - KxF - KFC - σoFlim Trong đó: – Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân – Hệ số xét đến độ nhậy vật liệu tập trung ứng suất – Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh tới độ bền uốn – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải truyền quay chiều KFC=1 – ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ sở - – Hệ số an tồn tính uốn – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng truyền Với bước tính sơ lấy YR.Ys.KxF = K FL = m F SF KFL N FO N FE Hệ số KHL xác định theo cơng thức (6.4): Trong đó: - mF – Bậc đường cong mỏi thử uốn, với độ rắn mặt HB ≤ 350 ta có mF=6 - NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất sở thử uốn NFO=4.106 (công thức 6.4) - NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ∑ N FE = 60.c  Ti   Tmax    mF n i t i , ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE tính theo cơng thức (6.8): Trong đó: - Ti , ni , ti : momen xoắn số vòng quay số làm việc chế độ i bánh xét - Tmax : momen xoắn lớn - c : số lần ăn khớp vòng quay(c=1) Với vật liệu chọn thép 45 cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285) Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có: σoFlim=1,8HB ; SF=1,75 ứng suất uốn cho phép σoFlim1=1,8.HB1=1,8.265=477(MPa) σoFlim2=1,8.HB2=1,8.255=459(MPa) Do tính vật liệu bánh dẫn tốt vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2 Vậy ta cần xác định NFE2 (6.7) : N FE N FE  T = 60.c.n2 t h ∑  i  Tmax mF  t  i  ∑ ti Ta có: n2= 592.92 v/ph c =1 Th = 33600 48   30 = 60.1.592,92.3360016 + 0,6  = 4,94.108 78   78 => NFE2>NFO2 =4.106 => NFE1>NFO1 =4.106 (6.4) Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đường thẳng song song với trục hoành tức khoảng giới hạn mỏi uốn khơng thay đổi.Vì ta lấy NFE=NFO để tính, KFL=1 => NFE2= NFO2 ; NFE1 = NFO1 [σd] – Là ứng suất dập cho phép (Mpa) [τc] – Là ứng suất cắt cho phép (Mpa) d – Đường kính trục (mm) T – Momen xoắn trục (Nmm) b,h,t – Kích thước then(mm) Tra bảng 9.1 (TR.173,TTTKHTDĐCK-T1) lt – Chiều dài then xác định theo cơng thức lt=(0,8÷0,9)lm Với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ thép , tải trọng tĩnh Theo bảng 9.5 (TR.178,TTTKHTDĐCK-T1) ta có [σd]=150(Mpa) ; [τc]= 60÷90(Mpa) a) Kiểm nghiệm độ bền then trục I Then nửa khớp nối trục d3=22mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=6mm ; h=6mm Chiều sâu tiết diện then : t1=3,5mm ; t2=2,8mm Chiều dài then : lt=(0,8÷0,9)lk=(0,8÷0,9).39=(31,2÷35,1)mm => Lấy ltk=33mm ứng suất dập ứng suất cắt tính toán: 2T1 = 2.11235 = 12,38MPa < [σ d ] d l t (h − t ) 22 33 (6 − 3,5) 2T1 2.11235 τc = = = 5,16 < [ τ c ] d l tk b 22.33 σd = b) Kiểm nghiệm độ bền then trục II Then bánh 2, d2=28mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=8mm ; h=7mm Chiều sâu tiết diện then : t1=4mm ; t2=2,8mm Chiều dài then : lt=(0,8÷0,9)lm2=(0,8÷0,9).29=(23,2÷26,1)mm => Lấy lt2=25mm ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn: σd = 2T2 2.44516 = = 42,4MPa < [ σ d ] d l t (h − t ) 28.25(7 − 4) τc = 2T1 2.4 516 = = 15,9MPa < [ τ c ] d l t b 28.25.8 Then bánh 3, d3=28mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=8mm ; h=7mm Chiều sâu tiết diện then : t1=4mm ; t2=2,8mm Chiều dài then : lt=(0,8÷0,9)lm3=(0,8÷0,9).41=(32,8÷36,9)mm => Lấy lt3=34mm ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn: σd = 2T2 2.4 516 = = 31,17MPa < [ σ d ] d l t (h − t ) 28.34(7 − 4) τc = 2T2 2.4 516 = = 11,69MPa < [ τ c ] d l t b 28.34.8 c) Kiểm nghiệm độ bền then trục III Then bánh 4, d2=32mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=10mm ; h=8mm Chiều sâu tiết diện then : t1=5mm ; t2=3,3mm Chiều dài then : lt=(0,8÷0,9)lm2=(0,8÷0,9).39=(31,2÷35,1)mm => Lấy lt2=34mm ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn: σd = 2T3 2.13554 = = 83MPa < [ σ d ] d l t (h − t ) 32.34(8 − 5) τc = 2T3 2.13554 = = 24,9MPa < [ τ c ] d l t b 32.34.10 Then bánh đĩa xích, d3=28mm theo bảng 9.1 ta có : Kích thước tiết diện then : b=8mm ; h=7mm Chiều sâu tiết diện then : t1=4mm ; t2=2,8mm Chiều dài then : lt=(0,8÷0,9)lmx=(0,8÷0,9).39=(31,2÷35,1)mm => Lấy ltx=34mm ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn: σd = 2T3 2.135547 = = 94,9MPa < [ σ d ] d l tx (h − t ) 28.34(7 − 4) τc = 2T3 2.135547 = = 35,6MPa < [ τ c ] d l tx b 28.34 Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập điều kiện bền cắt B).Tính tốn chọn ổ lăn 1)-Chọn ổ lăn cho trục I a) Chọn loại ổ lăn Tải trọng hướng tâm nhỏ, có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ b) Chọn sơ kích thước ổ Với đường kính ngõng trục d=25mm kết cấu trục hình vẽ 3, chọn sơ ổ cỡ trung kí hiệu305 có đường kính d=25mm, đường kính ngồi D=62mm, khả tải động C=17,6(kN), khả tải tĩnh C o=11,60(kN) (bảng P2.7 phụ lục) c) Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Vì đầu vào trục I có lắp nối trục vịng đàn hồi nên cần chọn chiều Ftk ngược với chiều chọn tính trục Khi phản lực mặt phẳng z0xđược tính lại sau: F1x = [Ft1.l12 + Ftk.(l11+l1k)]/l11 = [651,3.85+63.(121+53)]/121 = 548,1(N) F0x = Ft1 - F1x+ Ftk = 651,3-548,1+63 = 166,2(N) Phản lực tổng hai ổ: F∑ = F02x + F02y = 166,2 + 70,5 = 180,5( N ) F∑ = F12x + F12y = 548,12 + 166,5 = 572,8( N ) Phản lực tổng hai ổ tính trục I FΣ0= 232,3(N) ; FΣ1= 403(N) Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr= FΣ1= 572,8(N) Tải trọng động quy ước Q ổ bi đỡ xác định theo công thức (11.3): Q= (XVFr + YFa)kt kd Trong : X – Hệ số tải trọng hướng tâm Y – Hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ lăn dãy iF a/Co = Fa/VFr = < e => X=1,Y=0 Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục Fa=0(N) V – Hệ số kể đến vòng quay Vòng quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t≤100°C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 ta có k d=1,2 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước : Q= XVFr.kt.kd = 1.1.572,8.1.1,2 = 687,36 (N) Tải trọng động tương đương xác định theo công thức (11.13) QE = m ∑ m m Q  L Q  L = Q.m   h1 +   h Li  Q1  L h  Q1  L h Q im L i Trong đó: m – Bậc đường cong mỏi thử ổ lăn với ổ bi m=3 Li – Thời hạn chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay) Thời hạn Li chịu tải trọng Qi xác định theo công thức (11.14): Li= 60n.Lhi/106 Thời hạn Lhi chịu tải trọng Qi (giờ) xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ Với tổng thời hạn phục vụ Lh=6500(giờ) T2 = 0,6T1 ; t1 = (h) ; t2 = 5(h) ; tck= (h) => Q2 = 0,6Q1 ;Lh1 = 1857 (h) ; Lh2 = 4643 (h) Khả tải động ổ xác định theo công thức (11.1): C d = Qm L Tải trọng động tương đương: m QE = Q.m  Q1  L h1  Q   +   Q1  L h  Q1 m  Lh2  = 687,36.3 13 + 0,6 = 523N 7  Lh Q= L = 60.10-6.n1.Lh = 60.10-6.2890.10000 = 1734(triệu vòng) => C d = Q E L = 0,523 1734 = 6,3kN < C =17,6(kN) Ta thấy khả tải động ổ thừa nhiều, ta chọn cỡ ổ nhẹ m Chọn ổ cỡ nhẹ 205, theo bảng P 2.7 phụ lục: d = 25mm ; C = 11kN ; C0 = 7,09kN ; D = 52mm ; B = 15mm d) Tính kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ dãy Xo= 0,6, Yo = 0,5 Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,6.527 + 0,5.0 = 316,2N < Fr = 527N => Qt = Fr = 527N Fa3/FΣ0 = 541,6/1493 = 0,363 Do ta dùng ổ bi đỡ chặn dãy góc tiếp xúc α=12° cho gối đỡ b) Chọn sơ kích thước ổ Với đường kính ngõng trục d=25mm kết cấu trục hình vẽ 4, chọn sơ ổ cỡ trung kí hiệu 46305 có đường kính d=25mm, đường kính ngồi D=62mm, khả tải động C= 21,1(kN), khả tải tĩnh C o=14,9(kN) (bảng P2.12 phụ lục) c) Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Lực hướng tâm ổ: Fr0 = FΣ0= 1493(N) ; Fr1 = FΣ1=1100(N) Theo bảng 11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc α=12° iFa/Co = 1.0,5416/14,9=0,036 => e = 0,54 Theo công thức 11.8 lực dọc trục lực hướng tâm sinh (đối với ổ bi đỡ chặn) ổ là: Fs0= e.Fr0 = 0,54.1493 = 806N Fs1=e.Fr1 = 0,54.1100= 594N Theo bảng 11.5 ứng với sơ đồ bố trí ổ hình bên ta có: Tổng lực dọc trục ΣFa0 tác dụng vào ổ 0: ΣFa0 = Fs1 + Fa3 = 594+541= 1135N > Fs0 = 806N => Fa0 = ΣFa0 = 1135N Tổng lực dọc trục ΣFa1 tác dụng vào ổ 1: ΣFa1 = Fs0 - Fa3 = 806-541,6 = 265,4N Fa1 = Fs1 = 594N Xác định X Y theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn dãy góc tiếp xúc α=12°: Fa0/(V Fr0) = 1135/(1.1493) = 0,76>e = 0,54 => X=0,45,Y=1,01 Fa1/(V Fr1) = 594/(1.1100) = 0,54 = e => X=1 , Y=0 Theo công thức 11.3 ta có tải trọng động quy ước ổ là: Q0= (XVFr0 + YFa0).kt kd = (0,45.1.1493+1,01.1135).1.1,2 = 2183N Q1= (XVFr1 + YFa1).kt kd = (1.1.1493+0.594).1.1,2 = 1320N Từ kết ta tính cho ổ chịu tải lớn Tải trọng động tương đương xác định theo công thức (11.13) Q E = Q E0 = m Q im L i ∑L m = Q.m i m QE = Q0 m m  Q1  L h1  Q  L h    +   Q1  L h  Q1  L h m  Q1  L h1  Q  L h 2    +  = 2183.3 13 + 0,6 = 1659 N 7  Q1  L h  Q1  L h Khả tải động ổ xác định theo công thức (11.1): C d = Qm L Với : Q = QE = 1,659kN L = 60.10-6.n2.Lh = 60.10-6.701,3.10000 = 420,78(triệu vòng) => C d = Q E L = 1,659 420,78 = 12,4kN < C =21,1(kN) Ta thấy khả tải động ổ thừa nhiều, ta chọn cỡ ổ nhẹ m Chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 46205, theo bảng P 2.12 phụ lục: d = 25mm ; C =12,4kN ; C0 = 8,5kN ; D = 52mm ; B = 15mm d) Tính kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn dãy có góc tiếp xúc α=12° => Xo= 0,5, Yo = 0,47 Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr0+Yo.Fa0 = 0,5.1493 + 0,47.1135 =1280N< Fr0 = 1493N => Qt = Fr = 1493N Fa4/FΣ0 = 541,6/4065 = 0,13 Do ta dùng ổ bi đỡ chặn dãy góc tiếp xúc α=12°cho gối đỡ b) Chọn sơ kích thước ổ Với đường kính ngõng trục d=30mm kết cấu trục hình vẽ 5, chọn sơ ổ cỡ trung kí hiệu 46306 có đường kính d=30mm, đường kính ngồi D=72mm, khả tải động C= 25,6(kN), khả tải tĩnh C o=18,17(kN) (bảng P2.12 phụ lục) c) Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Lực hướng tâm ổ: Fr0 = FΣ0= 4065(N) ; Fr1 = FΣ1=1002(N) Theo bảng 11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc α=12° iFa/Co = 1.0,5416/18,17=0,03 => e = 0,52 Theo công thức 11.8 lực dọc trục lực hướng tâm sinh (đối với ổ bi đỡ chặn) ổ là: Fs0= e.Fr0 = 0,52.4065 = 2113,7N Fs1=e.Fr1 = 0,52.1002.=521N Theo bảng 11.5 ứng với sơ đồ bố trí ổ hình bên ta có: Tổng lực dọc trục ΣFa0 tác dụng vào ổ 0: ΣFa0 = Fs1 + Fa4 = 521-541,6= -19,4N < Fs0 = 2113,7N => Fa0 = Fs0 = 2113,7N Tổng lực dọc trục ΣFa1 tác dụng vào ổ 1: ΣFa1 = Fs0 + Fa4 = 2113,7+541,6 = 2655,3N>Fs1=521N => Fa1 = ΣFa1 = 2655,3N Xác định X Y theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn dãy góc tiếp xúc α=12°: Fa0/(V Fr0) = 2113,7/(1.4065) = 0,52 = e => X=1 ,Y=0 Fa1/(V Fr1) = 2655,3/(1.1002) = 2,65 > e => X=0,45 , Y=1,04 Theo cơng thức 11.3 ta có tải trọng động quy ước ổ là: Q0= (XVFr0 + YFa0).kt kd = (1.1.4065+0.2113,7).1.1,2 = 4877,8N Q1= (XVFr1 + YFa1).kt kd = (1.1.1002+1,04.2655,3).1.1,2 = 3212,3N Từ kết ta tính cho ổ chịu tải lớn Tải trọng động tương đương xác định theo công thức (11.13) Q E = Q E0 = m m Q  L Q = Q.m   h1 +  Li  Q1  L h  Q1 Q im L i ∑ m m  Lh2   Lh m Q  L Q  L Q E = Q m   h1 +   h = 4877,8.3 13 + 0,6 = 3707 N Q L Q L 7 h h  1  1 Khả tải động ổ xác định theo công thức (11.1): C d = Qm L Với : Q = QE = 3,707kN L = 60.10-6.n2.Lh = 60.10-6.221,3.10000 = 132,78(triệu vòng) => C d = Q E L = 3,707 132,78 = 18,9kN < C =25,6(kN) Vậy ổ chọn đảm bảo khả tải động Chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 46205, theo bảng P 2.12 phụ lục: d = 30mm ; C =25,6kN ; C0 = 18,17kN ; D = 72mm ; B = 19mm d) Tính kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn dãy có góc tiếp xúc α=12° => Xo= 0,5, Yo = 0,47 m Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr0+Yo.Fa0 = 0,5.4065 + 0,47.2113,7 = 3025,8N< Fr0 = 4065N => Qt = Fr = 4065N 5m/s vật liệu bánh thép có σb=850Mpa chọn loại dầu bơi trơn hộp có độ nhớt ỏ 50°C 43/6(bảng 18.11 TTTKHTDĐCK-T2) Từ theo bảng 18.13 ta chọn dầu công nghiệp 50 dùng để bôi trơn hộp b) Bôi trơn ổ lăn Do bánh có vận tốc vịng v1=5,22m/s lên bơi trơn cho ổ lăn dầu Bánh ngâm dầukhi quay làm cho dầu bắn toé lên bôi trơn chi tiết khác Bảng thống kê kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn dung sai lắp ghép Trục I Lắp ghép trục với ổ lăn ∅25H7/k6±0.0065 Trục ổ bi đỡ 30 js6±0.008 + 0.021 72H7 0.000 + 0.035 + 0.025 90 0.000 + 0.003 Ơ bi đỡ vỏ hộp Cốc lót vỏ hộp 0.00 − 0.036 Lắp ghép then với trục + 0.037 + 0.0095 35 0.000 − 0.0095 Trục số hai Trục bánh vít 0.000 + 0.021 10 − 0.043 − 0.021 Then trục Phần IV Tính tốn, chọn yếu tố vỏ hộp giảm tốc chi tiết khác 1)- Tính tốn, chọn yếu tố vỏ hộp giảm tốc Vỏ hộp giảm tốc ta chọn vỏ hộp đúc làm gang có bề mặt ghép bích chế tạo song song với mặt đế hộp qua mặt phẳng chia đôi ổ trục Các thông số hộp tính tốn bảng cho đây: Tên gọi Giá trị(mm) Chiều dày Thân hộp δ Nắp hộp δ1 Gân tăng cứng e 7 Chiều dày Chiều cao h 50 2o Độ dốc Đường kính Bu lông d1 Bulông cạnh ổ d2 Bulông ghép bích nắp thân d3 Vít ghép nắp ổ d4 Vít ghép nắp cửa thăm d5 Mặt bích ghép nắp thân Chiều dày bích thân hộp S3 Chiều dày bích nắp hộp S4 Bề rộng bích nắp thânK3 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2 R2 Mặt đế hộp Chiều dày S1 Bề rộng mặt đế hộp K1 q Khe hở chi tiết Giữa bánh với thành hộp Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp Số lượng bu lơng (Ta có B=204mm L =413mm) Kết cấu nắp ổ &2 d=25mm ,D = 52mm Kết cấu nắp ổ d = 30 (mm) ,D= 72mm 16 12 10 16 16 35 44 19 16 22 48 62 35 D2= 62, D3=82 d4= M8 x D2 = 85 D3=107 d4= M8 x 2) – Kết cấu bánh Kết cấu bánh 2,3,4 tính đưa bảng sau: (bánh làm liền trục) Tên gọi Kí hiệu Chiều dày vành δ Chiều dài mayơ l Bề dày nan hoa C Đường kính ngồi mayơ D Đường kính lỗ nan hoa d0 (4lỗ) Rãnh then bánh bxhxt2 Bánh 28 48 20 Bánh 8x7x2, 88 8x7x2, 41 Bánh 39 50 20 10x8x3, 92 Bán kính góc lượn R Đường kính tâm lỗ nan D0 hoa 3) – Bôi trơn hộp giảm tốc c) Bôi trơn bánh Bánh bôi trơn cách ngâm dầuchứa hộp chiều sâu ngâm dầu bánh 1/4 bán kính bánh (19,5mm) Với bánh có vận tốc vịng v 1>5m/s vật liệu bánh thép có σb=850Mpa chọn loại dầu bơi trơn hộp có độ nhớt ỏ 50°C 43/6(bảng 18.11 TTTKHTDĐCK-T2) Từ theo bảng 18.13 ta chọn dầu công nghiệp 50 dùng để bôi trơn hộp d) Bơi trơn ổ lăn Do bánh có vận tốc vịng v1=5,22m/s lên bơi trơn cho ổ lăn dầu Bánh ngâm dầukhi quay làm cho dầu bắn toé lên bôi trơn chi tiết khác ... làm việc hệ thống dẫn động tính chất tải trọng Theo yêu cầu thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải tính tốn điều kiện làm việc lâu dài tải trọng tác dụng thay đổi theo chu kỳ Do ta coi động làm... trục động Khối lượng (mm) (kg) 7,3 2,2 38 94 1.2).Tính tốn động học hệ thống dẫn động khí Tính tốn hệ thống dẫn động khí theo thơng số động điện chọn *)-Xác định tỉ số truyền ut hệ thống dẫn động. ..Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động Phần I Chọn động phân phối tỉ số truyền 1.1.Chọn động 1.1.1-Tính cơng suất cần thiết Chọn động điện cơng việc qúa trình tính tốn, thiết kế máy Nó có ảnh