Tính toán thiết kế bộ truyền đaiĐiều kiện làm việc: Đặc tính làm việc: Tải va đập nặngSố ca: 2 1.. Chọn loại đại và tiết diện đai Chọn đai dẹt: Đai vải cao suĐai vải cao su vì vải có mod
Tính toán Động học
Chọn động cơ
Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng hết sức phổ biến Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều ưu điểm so với các loại động cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch được sử dụng phổ biến hơn cả.
Plv là công suất làm việc (kW)
F là lực kéo băng tải (N) v là vận tốc băng tải (m/s)
1.2 Hiệu suất hệ dẫn động
Hiệu suất được tính theo công thức:η=η br η ol 3 η đ η kn Trong đó: η là hiệu suất truyền động ηbr là hiệu suất bánh răng ηol là hiệu suất ổ lăn ηđ là hiệu suất bộ truyền đai ηkn là hiệu suất khớp nối
Tra bảng 2.3[1] trang 19 ta có: ηbr 0.97 ηol
Do vậy: η=η br η ol 3 η đ η kn =0.97×0.99 3 ×0.95×0.99=0.89
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pyc là công suất yêu cầu của động cơ (kW)
Plv là công suất làm việc (kW) η là hiệu suất hệ dẫn động
Khi đó: P yc =P lv η =3.66 0.89=4.11kW
1.4 Số vòng quay trên trục công tác n lv `000×v π × D `000×0.86
Trong đó: v là vận tốc băng tải (m/s)
D là đường kính tang (mm)
1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ
Theo bảng 2.4[1] trang 21 ta có thể chọn được:
Tỷ số bộ truyền đai uđ = 3.5
Tỷ số bộ truyền bánh răng trụ ubr = 5
Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động: u sb =u đ × u br =3.5×5.5
Từ các giá trị nlv và usb ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n lv × u sb B.14×17.5s7.45v/p h
Căn cứ vào giá trị Pyc và nsb của động cơ đã được xác định ở trên, có xét điều kiện:
Bảng 1-1 Thông số kỹ thuật động cơ
Ký hiệu động cơ 3K160Sb8 Công suất động cơ
Số vòng quay 730 v/ph Đường kính trục động cơ 42mm
Phân phối tỷ số truyền
Từ giá trị thực của số vòng quay động cơ ta có thể tính được chính xác tỷ số truyền chung của hệ dẫn động u c h =n dc n lv = 730
42.14.3 Chọn tỷ số truyền bánh răng là ubr = 5, vậy tỷ số truyền của bộ truyền đai là: u đ =u c h u br 3
Tính các thông số trên trục
3.1 Công suất trên các trục
Công suất của trục 2 (trục ra hộp giảm tốc):
-ηkn là hiệu suất khớp nối, ηol là hiệu suất ổ lăn
-Pct là công suất của trục công tác (kW) -P2 là công suất của trục 2 (kW)
Công suất trên trục 1 ( trục vào hộp giảm tốc):
Trong đó: ηbr là hiệu suất bánh răng ηol là hiệu suất ổ lăn
P1 là công suất trên trục 1 (kW)
Công suất trên trục động cơ: P đ c = P 1 η ol × η đ = 3.85
Trong đó: ηol là hiệu suất ổ lăn ηđ là hiệu suất bộ truyền đai
3.2 Số vòng quay trên các trục
Số vòng quay trên các trục được tính từ trục động cơ, theo số vòng quay động cơ đã chọn
Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 730 v/ph
Số vòng quay trên trục 1: n 1 =n đ c u đ = 730
3.46!0.98v/p h Trong đó: nđc là số vòng quay trên trục động cơ (v/ph) uđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai
Số vòng quay trục 2: n 2 =n 1 u br !0.98
Trong đó: n2 số vòng quay trục 2 (v/ph) ubr tỉ số truyền động bánh răng trụ
Số vòng quay trục công tác: n ctω =n 2 B.2v/ph
Trong đó: nct là số vòng quay trục trên trục công tác (v/ph)
3.3 Momen xoắn trên các trục
Momen xoắn trên trục động cơ:
Momen xoắn trên trục công tác:
Bảng 1-2 Công suất, tỷ số truyền, momen xoắn, số vòng quay trên các trục Độ ng cơ
Tỷ số truyền u đ =3.46 u br =5 u kn =1
Tính toán thiết kế bộ truyền đai
Chọn loại đại và tiết diện đai
Chọn đai dẹt: Đai vải cao su Đai vải cao su vì vải có modun đàn hồi lớn nên chịu phần lớn tải trọng và cao su đảm bảo cho đai làm việc như một khối nguyên và tăng hệ số ma sát.
Chọn đường kính bánh đai d 1 và d 2
Theo công thức: d1 = (5,2 … 6,4).√ 3 T dc d1 = (5,2 6,4) √ 3 53506 = (195.95 241.16) mm
Theo dãy tiêu chuẩn đường kính bánh đai và bảng 4.6[1] trang 53 chọn đai vải cao su,không có lớp lót, d1 0 mm > dmin = 140 mm Kí hiệu đai Б-800 và Б-820, số lớp lót 4.
Khi đó, vận tốc đai: v=π d 1 n 1
60000 =7.64m/s Đường kính bánh đai lớn: d 2 =d 1 u (1−ε) 0.3,46.(1−0,01)h5.08(mm)
Với: d 1 – đường kính bánh đai nhỏ u – tỉ số truyền bộ truyền đai ε - hệ số trượt (0,01÷0,02) Ta chọn ε =0,01
Ta có tỉ số truyền thực tế là : u tω = d 2 d 1 ¿ ¿
Sai lệch tỷ số truyền u là: Δuu=| u tω −u u | ×100 %= | 3.48−3.46 3.46 | × 100 %=0.58 %[ σ d ] P MPa Ứng suất cắt: τ c = 2T dl tω b≤ [ τ c ]
Với [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép với then làm bằng thép 45 làm việc va đập mạnh, ta có:[ τ c ] ÷ 30 MPa
Do không thõa mãn nên sẽ sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 o khi đó mỗi then có thể tiếp nhận 0,75T
Xác định mối ghép then cho khớp nối đàn hồi d A Hmm
Chọn then bằng tra bảng 9.1a[1] trang 173:
Chiều sâu rãnh then trên trục tω 1¿5.5mm
Chiều sâu rãnh then trên lỗ tω 2¿3,8mm
Chiều dài then: l tω =(0.8÷0.9)l mc 2 `÷67.5mm
Theo dãy tiêu chuẩn chiều dài then, ta chọn l tω cmm
Kiểm nghiệm then Ứng suất dập: σ d = 2T dl tω (h−tω 1 )≤ [ σ d ]
Với [ σ d ]là ứng suất dập cho phép
Tra bảng 9.5[1](trang 178) với dạng lắp cố định, vật liệu may ơ là thép làm việc va đập ta có:[ σ d ] P MPa
48×63×(9−5.5)8.22MPa>[ σ d ] P MPa Ứng suất cắt: τ c = 2T dl tω b≤ [ τ c ]
Với [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép
Tra bảng 9.5[1] trang 178 với then làm bằng thép 45 làm việc va đập ta có:[ τ c ] ÷ 30 MPa
Do không thõa mãn điều kiện nên sẽ sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 o khi đó mỗi then có thể tiếp nhận 0,75T
Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và tĩnh Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện : s j = s σj s τj
Trong đó : [ s ] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s ]=1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng [ s ]=2,5 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục) s σj và s τj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σj = σ −1
Trong đó: σ −1 và τ −1là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng σ −1 =0.43 6σ b =0.436×600&1.6MPa τ −1 =0.58σ −1 =0.58×261.61.7MPa σ aj , τ aj , τ mj , σ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: σ aj =M j
2W oj với W j ,W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. ѱ σ , ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1](trang 197) với σ b = 600 (Mpa), ta có:
K σ dj và K τ dj - hệ số xác định theo công thức sau :
K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8[1](trang
197) , với yêu cầu trục được gia công trên máy tiện yêu cầu đạt Ra2,5÷ 0,63 (𝜇m),và [ σ b ] = 600 MPa được K x =1.06
K y - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[1]( trang 197) Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó K y = 1 ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
K σ và K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất
Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng:
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :
{ s s σj τj = = K K σdj τdj σ τ σ aj aj τ −1 −1 + +ѱ ѱ σ τ τ σ mj mj = = 1.77 2.24 × 151,7 × 261,6 17.66+0 27.04+ 0 =6.67 = 4.32
Vậy tại tiết diện lắp bánh răng trục đảm bảo về độ bền mỏi.
Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :
{ s s σj τj = = K K σdj τdj σ τ σ aj aj τ −1 −1 + +ѱ ѱ σ τ τ σ mj mj = = 1.77 2.24 × 151,7 × 261,6 17.06 13.82+ +0 0 =5.02 =8.45
Vậy tại tiết diện lắp ổ lăn trục đảm bảo về độ bền mỏi.
Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp khớp nối
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Tra bảng 10.11[1](trang 198) nên ta có :
Vậy tại tiết diện lắp khớp nối đảm bảo về độ bền mỏi.
4.4 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn trục 2
Đảo chiều lực phản lực tại gối để lực ép xuống lớn hơn
Hình 5-2 Sơ đồ lực trục II
Khi đó ta có các phương trình sau:
So sánh trường hợp Fkn ngược chiều với Ft2 và trường hợp Fkn cùng chiều với Ft2 thì trường hợp Fkn cùng chiều với Ft2 ổ phải chịu lực lớn hơn do vậy ta tính ổ lăn theo trường hợp có Fkn cùng chiều với Ft2
Ta có lực dọc trục: F atω =F a 99,55N
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ (0) và ổ (1):
Vậy ta dùng ổ bi đỡ chặn
Theo bảng P2.12 [1] trang 263 ta chọn sơ bộ ổ 46310 với đường kính dPmm ,CV.03kN , C 0 D.8kN , góc tiếp xúc αtω° kí hiệ u d( m m)
Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn
Hình 5-3: Sơ đồ bố trí ổ lăn trục II
Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.
Xét tỉ số iFa/Co 99.55/44800=0,029
Tra bảng 11.4[1] trang 216 với αtω ° ta được e=0.34
Tải trọng quy ước, tải trọng tương đương
Theo bảng 11.4[1] trang 216 ta có:
Trong đó: k tω là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ k tω =1 k đ là hệ số kể đến đăc tính của tải trọng k đ =2
Khi đó thay số vào (1) ta có:
Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
Trong đó: m là bậc của dường cong mỏi m=3
Qlà tải trọng quy ước
L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh
Trong đó Qt là trị số lớn hơn trong 2 giả trị:
Với Xo, Y0: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Hoặc Qt0 = Fr0= 6373.67N, lấy Qt0 c73.67N
Hoặc Qt1 = Fr1= 3065,29N,lấy Qt1 = 3161.94(N)
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Qt = max ( Qt0 , Qt1) = 6373.67 (N) < Co = 44800 (N)
Khả năng tải tĩnh của cả 2 ổ được đảm bảo.
Bảng Thông số ổ lăn trục 2 trong hộp giảm tốc: kí hiệ u d( m m)
Thiết kế kết cấu và vỏ hộp
Tính kết cấu của vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Kết cấu nắp hộp
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc được tính toán ở bảng sau:
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày: Thân hộp δ =0,03 a w +3 =0,03.175+ 3=8,25 ( mm)
Chọn δ =9 (mm )Nắp hộp 1 δ 1=0,9.δ=0,9.9=8,1(mm)
Chiều dày gân e e=(0,8 ÷ 1) δ=(0,8 ÷ 1) 9=7,2 → 9(mm) Chọn e=¿ 10
Chiều cao gân, h h