Thiết kế hệ dẫn động băng tải

thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng và bộ truyền xích.

GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 1 Lời nói đầu Nước ta hiện nay là một nước đang trong thời kỳ phát triển. Do đó,ngành cơ khí và chế tạo máy móc đang được nhà nước ta chú ý phát triển.Và chúng ta có thể thấy hầu hết trong các trường đại hoc,cao đẳng và các trung tâm dạy nghề đều có giảng dạy về ngành cơ khí. Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Để thực hiện đồ án trên yêu cầu sinh viên phải có sự hiểu biết và áp dụng tất cả kiến thức những môn học liên quan đã được đào tạo như chi tiết máy,sức bền vật liệu,dung sai và đo lường. Đề tài sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng và bộ truyền xích. Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Sinh viên : NGUYỄN ANH TÚ GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 2 Sơ đồ động: 1 : Động cơ 2 : Khớp nối 3 : Hộp giảm tốc bánh răng côn 4 : Bộ truyền xích 5 : Tang và băng tải 6 : Trục I 7 : Trục II 8 : Trục III 1 2 3 4 5 6 7 8 GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 3 CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ 1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất tương đương xác định theo công thức : N = N ct η ; Trong đó : +Công suất công tác P ct : . 55000.1,2 66 1000 1000 P v N ct == = KW Với : v = 1,2 m/s - vận tốc băng tải; p = 55000 N - lực kéo băng tải; + Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η =η k .η 2 ôl .η brcôn .η x ; η kn = 0,99 - hiệu suất khớp nối η ol = 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn η brcôn = 0,97 - hiệu suất một cặp bánh răng côn η x = 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở η = 0,99. 0,99 2 . 0,97. 0,93 = 0,884 ⇒ Công suất tương đương P tđ được xác định bằng công thức: 66 74,66 0,884 N ct N η == = KW 1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U sb U sb = u sbbr . u sbx ; u sbbr : tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; u sbbr = 3 u sbx : tỉ số truyền sơ bộ của xích ; u sbx = 3 ⇒ U sb =3.3= 9 ; + Số vòng quay của trục máy công tác là n lv : n lv = 60.1000. 60000.1,2 280 v D ππ = = 81,85 vg/ph Trong đó : v : vận tốc băng tải; v = 1,2 m/s ; D : đường kính băng tải ; D=280 mm ; ⇒ Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sbđc : n sbđc = n lv . U sb = 81,85 . 3 = 736,65 vg/ph ; 1.1.3 Chọn động cơ Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : N đc ≥ N tđ , n đc ≈ n sb GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 4 Từ kết quả : N tđ =74,66 KW ; n sb =736,65 vg/ph ; Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A280M8Y3 (theo bảng P 1.3/126 [I]) Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A280M8Y3 như sau : P đc = 75 kw ; n đc = 734 vg/ph ; cos ϕ = 0,85 ; n % = 92,5 ; Theo bảng P 1.7/242 [I] có: Đường kính trục động cơ : d T =70 mm ; Khối lượng : m=870 kg; Kết luận động cơ 4A280M8Y3 có thông số phù hợp với yêu cầu thiết kế. 1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN + Số vòng quay của trục máy công tác là n lv : n lv = 60.1000. 60000.1,2 280 v D ππ = = 81,85 vg/ph U = 734 8,967 81,85 n dc n lv == Như đã biết tỷ số truyền chung : U = u br .u x Do đó : + Chọn u br = 3 ⇒ u x = 8,967 2,989 2 = 1.3 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1.3.1 Công suất tác dụng lên các trục + Trục I : N 1 = P đc . η kn . η ôl = 74,25 KW + Trục II : N 2 = N 1 . η br . η 2 ôl = 71,3 KW + Trục III : N 3 = N 2 . η x . η ôl = 65,64 KW 1.3.2 Số vòng quay trên các trục + Tốc độ quay của trục I : n 1 = n đc = 734 vg/ph + Tốc độ quay của trục II : n 2 = 1 1 734 244,66 3 u n == vg/ph GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 5 Tốc độ quay của trục III : n 3 = 2 2 244,66 2,989 u n = = 81,85 vg/ph 1.4 Mô men xoắn trên các trục M đc =9,55.10 6 . dc dc N n =9,55.10 6 . 75 734 = 975817,43 N.mm Trục I : M 1 = 66 1 1 74,25 9,55.10 . 9,55.10 . 966059,2 734 N n == N.mm => Mômen xoắn tính toán M 1 =1,5.966059,2 = 1449089 N.mm Trục II : M 2 = 66 2 2 71,3 9,55.10 . 9,55.10 . 2783107 244,66 N n == N.mm => Mômen xoắn tính toán M 2 = 1,5.2783107 = 4174660 N.mm Trục III : M 3 = 66 3 3 65,64 9,55.10 . 9,55.10 . 7658668 81,85 N n == N.mm 1.5.BẢNG TỔNG KẾT • BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG CƠ Độngcơ I II III Trục Thông số Khớp = 1 U 1 = 3 U 2 = 2,989 Công suất: P(kW) 75 74,25 71,3 65,64 Số v/quay:n(vg/ph) 734 734 244,66 81,85 Mômen: T(N.mm) 1463726 1449089 4174660 7658668 Kiểu đông cơ Công suất Kw Vận tốc quay Vg/ph % η cos ϕ max dn T T K dn T T 4A280M8Y3 75 734 0,85 92,5 1,9 1,2 GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 6 CHƯƠNG 2: CHỌN KHỚP NỐI Vì có cấu tạo đơn giản,dễ chế tạo, được sử dụng rộng rãi và cần bù sai lệch trục nên cần sử dụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động, cấu tạo đơn giản) 2.1 Môment xoắn truyền qua trục nối + Mômen xoắn trên trục I: T t = k.T 1 = 1,5. 1467326 = 2195589 N.mm ≈ 2195,589 N.m Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,5 (tra bảng 16.1/58 [II]) Ta có đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 80 mm. 2.2 Kích thước khớp nối Tra bảng 16.10a/68 [II] và 16.10b/69 [II], dựa vào mômen xoắn T t và đường kính d ta được kích thước của nối trục vòng đàn hồi : T = 2000 (N.m) d = 80 (mm) D = 260 (mm) d m = 160 (mm) L = 175 (mm) l = 170 (mm) d 1 = 140 (mm) D o = 200 (mm) Z = 8 n max = 2300 (vg/ph) B = 8 B 1 = 70 l 1 = 48 (mm) D 3 = 48 (mm) l 2 = 48 (mm) d c = 24 (mm) d 1 = M16 D 2 = 32mm) l = 95 (mm) l 1 = 52 (mm) l 2 = 24 (mm) l 3 = 44 (mm) h = 2 2.3 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi 2.3.1 Kiểm tra về sức bền dập của vòng cao su +Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi : dd 0c3 2.k.T [] Z.D .d .l σ= ≤σ Với : d c =24; l 3 =44; D o =200; Z = 8; k = 1,5; ⇒ σ≤σ dd 2.1,5.1467326 = =2,60 [ ] = (2 .4) 8.200.24.44 Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập. 2.3.2 Kiểm tra sức bền uốn của chốt + Điều kiện sức bền của chốt : 0 uu 3 c0 K.T.l [] 0,1d .D .Z σ= ≤σ l 0 = l 1 + l 2 /2 = 52 + 24/2 = 64 mm ; ⇒ 3 1,5.1467326.64 63,68 0,1.24 .200.8 u σ == u []≤σ = (60 ÷ 80) Vậy chốt đủ điều kiện làm việc. GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 7 CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN 3.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn - Bánh nhỏ: thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 230…300 có δ b 1 = 850 Mpa, δ ch 1 = 600 Mpa - Bánh lớn: thép 40XH tôi cải thiện HB ≥ 241 có δ b 2 = 800Mpa, δ ch 2 = 580 Mpa Chu kì làm việc của bánh răng lớn N 2 = 60.c.n 2 .T = 60.1.244,66.9600=140924160 Trong đó: c: số lần ăn khớp 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng n: số vòng quay trong 1 phút T: tổng thời gian làm việc(tính bằng giờ) Chu kì làm việc của bánh răng nhỏ N 1 = u.N 2 = 3.140924160 = 4211222314 Chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N 0 = 10 7 - Ta thấy N 1 >N 2 >N 0 do đó hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc k N = 1 3.2 Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2/94 [I] với thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn 230…300 HB ta có: δ Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1 δ 0 Flim = 1,8 HB ; SH = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 275 HB Độ rắn bánh lớn HB 2 = 260 HB • Khi đó: 0 lim1H δ = 2HB1 + 70 = 2 . 275 + 70 = 620 Mpa 0 lim1F δ = 1,8 . 275 = 495 Mpa 0 lim 2H δ = 2HB2 + 70 = 2 . 260 + 70 = 590 Mpa 0 lim2F δ = 1,8 . 260 = 468 Mpa Theo 6.5/93 [I] N H0 = 30 2,4 HB H ,do đó: N H01 = 30 . 275 2,4 = 21454565 N H02 = 30 . 260 2,4 = 18752418 Với N HE2 = N FE2 = N 2 = 140924160 Như vậy theo 6.1a/93 [I], sơ bộ xác định được: [ δ H ] 1 = 0 lim1H δ . K HL /SH = 620 . 1/1,1 = 563,6 Mpa [ δ H ] 2 = 0 lim 2H δ . K HL /SH = 590 . 1/1,1 = 536,3 Mpa GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 8 Ứng suất quá tải cho phép : [ δ F1 ] max = 0,8 δ ch1 = 0,8 . 600 = 480 Mpa [ δ F2 ] max = 0,8 δ ch2 = 0,8 . 580 = 464 Mpa [ δ H1 ] max = 2,8 . 600 = 1680 Mpa [ δ H2 ] max = 2,8 . 580 = 1624 Mpa Với tỷ số truyền u = 3 nên ta chọn bánh răng côn răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này 3.3 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R e Đường kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức 6.52a/112 [I] : R e = [] β +−σ 2 2 3 R1HbebeH K . u 1. T .K / [(1 K ).K .u. ] ; Trong đó: + K R : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép K R = 0,5.K d = 0,5. 100 = 50 MPa 1/3 (do K d =100 Mpa 1/3 ) ; + K be : hệ số chiều rộng vành răng , K be = e b R = 0,25…0,3 ,do u = 3 = 3 → K be = 0,529 ; + K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 , với: với ổ đũa, sơ đồ I HB<350→ ta được : K Hβ = 1,13 ; + T 1 = 1449089 Mpa - mômen xoắn trên trục bánh chủ động ; + [σ H ] = 536,3 Mpa ; Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ e R là: () =+ = − 2 3 e 2 1449089.1,13 R50.31. 329,33(mm) 1 0,3 .0,3.3.536,3 • Đường kính chia ngoài sơ bộ e1 d của bánh răng côn chủ động là : == = ++ e e1 22 1 2.R 2.329,33 d208,4(mm) u1 31 3.4 Xác định các thông số ăn khớp + Số răng bánh nhỏ Z 1 : Từ e1 d = 208,4 mm và tỉ số truyền u 1 = 3 ,tra bảng 6.22/114 [I] ,ta có :z 1p =27 ; Với: HB 1 < 350 ⇒ Z 1 = 1,6.z 1p = 1,6.27 = 43,2 ⇒ chọn Z 1 = 43 răng dựa vào bảng 6.20/112 [I], chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng : x 1 = 0,4 ; x 2 = -0,4 ; + Đường kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ : GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 9 = m1 be e1 d (1- 0,5.K ).d = (1- 0,5.0,3).208,4 = 177,14 (mm) = tm m1 1 m d /Z = 177,14/43 = 4,12 (mm) + Mô đun vòng ngoài m te : Theo 6.56/115 [I] : = te tm be m m /(1 - 0,5.K ) = 4,12/(1 - 0,5.0,3) = 5 (mm) Theo bảng 6.8/99 [I] , lấy theo trị số tiêu chuẩn: m te = 5 mm Do đó : Mô đun trung bình tính lại là: m tm = m te .(1 – 0,5.K be ) = 5.(1- 0,5.0,3) = 4,25 (mm) Số răng bánh nhỏ bánh nhỏ tính lại là: Z 1 =d m1 /m tm = 177,14/4,25 = 41,68 (răng) Ö Lấy Z 1 = 42 răng Đường kính trung bình của bánh răng nhỏ: dm 1 = Z 1 . m tm = 42. 4,25 = 178,5 (mm) Đường kính chia ngoài bánh nhỏ d e1 : d e1 = m te .Z 1 = 5.42 = 210 (mm) + Số răng bánh lớn Z 2 : Z 2 = u 1 .Z 1 = 3. 42 = 126 ⇒ Z 2 = 126 răng Tỷ số truyền thực là : u m = Z 2 /Z 1 = 126/42 = 3 + Góc côn chia δ : δ 1 = arctg(Z 1 /Z 2 ) = arctg(42/126) = 18,43 0 δ 2 = 90 - δ 1 = 71,57 0 + Chiều dài côn ngoài R e : 22 2 2 ete12 R = 0,5.m . Z + Z = 0,5.5. 42 + 126 = 332 (mm) + Đường kính chia ngoài của bánh răng côn lớn d e2 : d e2 = Z 2 .m te = 126 . 5 = 630 (mm) + Chiều rộng vành răng b : b = R e . K be = 332 . 0,3 = 99,6 (mm) 3.5 Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn 3.5.1 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.58/115 [I] : 2 1H m HMH H 2 m1 2.T K u 1 Z .Z .Z . [ ] 0,85.b.d u ε + σ= ≤σ (1) Trong đó : + Z M : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, vật liệu thép-thép , tra bảng 6.5/96 [I], ta có : Z M =274 MPa 1/3 + Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12/106 [I] ; ta có : Z H =1,76 (với β=0 và x 1 + x 2 =0 ); + Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Theo 6.59a/115 [I] , bánh răng côn thẳng : GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 10 εα −ε − Z = (4 ) / 3 = (4 1,778)/3 = 0,86 trong đó theo 6.60/115 [I] có (do 0β = ) ε α = 1,88 – 3,2.(1/Z 1 + 1/Z 2 ) = 1,88 – 3,2(1/42 + 1/126) = 1,778 + K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ; Theo 6.61/116 [I] : K H = K Hβ .K Hα .K Hν Với : K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; tra bảng 6.21/113 [I], ta được : K Hβ =1,13 ; K Hα : hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; bánh răng côn thẳng K Hα = 1; K HV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp ; K HV =1 + ν H .b.d m1 /(2.T 1 . K Hβ . K Hα ) ; Trong đó : Vận tốc vòng : v = π.d m1 .n 1 /60.1000 = 3,14.178,5.734/60.1000 = 6,86 (m/s) Theo bảng 6.13/106 [I] dùng cấp chính xác 7 . Theo bảng 6.15/107 [I] δ H =0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ), Theo bảng 6.16/107 [I] với cấp chính xác 7, tra được g 0 = 53 ; Theo công thức 6.64/116 [I], ta có: νδ + =+ HHo m1 = .g .v. d (u 1) / u 0,006.53.6,86 178,5.(3 1) / 3 = 33,65 tra bảng 6.17/108 [I] có : ν H < ν max ; + b : chiều rộng vành răng ; b = 99,6 (mm) ; Theo công thức 6.63/116 [I]: K Hν =1+ν H .b.d m1 /(2.T 1 .K Hβ .K Hα ) = 1 + 33,65. 99,6. 178,5/(2.1449089.1,13.1) = 0,18 ; Do đó : K H = 1,13. 1. 0,18 = 0,2 Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có : + σ= = 2 H 2 2. 1449089. 0,2. 3 1 274.1,76.0,86. 197,3 (MPa) 0,85. 99,6. 178,5 . 3 + Tính chính xác ứng suất cho phép [ ] H σ [] () HHlimHRVxHHL S.Z.Z.K.K ° σ=σ hay [] ' HHRVxH .Z .Z .K ⎡⎤ σ=σ ⎣⎦ Do: v = 6,86 m/s nên : Z v = 0,85 . 6,86 0,1 = 1,02; Z R = 0,95 d a < 700 mm nên : K XH = 1 ⇒ [σ H ] = 536,3. 1,02. 0,95. 1 = 519,6 (MPa) ; Ta có: σ H < [σ H ] ⇒ đủ bền . ⇒ đủ bền . Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc [...]... sai sót Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 34 GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH TÀI LIỆU THAM KHẢO [I] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN.Nhà xuất bản giáo dục – năm 2008 [II] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 của TRỊNH CHẤT... 0,56 ; +YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng 6.18/109 [I] ta có : YF1 =3,7 ; YF2=3,6 (với x1 = 0,4); + KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv ; KFβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, KFβ =1,25 KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14/107 [I], ta được: KFα = 1 KFV: hệ số tải trọng động suất hiện... 2008 Cơ sở thiết kế máy – NGUYỄN HỮU LỘC.Nhà xuất bản đại học quốc gia thành phố HỒ CHÍ MINH – năm 2008 SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ http://www.ebook.edu.vn 35 GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH MỤC LỤC Trang Lời nói đầu Sơ đồ động CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.1 Chọn động cơ 1.2 Phân phối tỷ số truyền 1.3 Xác định thông số trên các trục 1.4 Môment xoắn trên các trục 1.5 Bảng tổng kết CHƯƠNG... [I]) 15.x 15.132 4.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thường chịu tải trọng va đập) Theo công thức 5.15/85 [I] : s= Q ≥ [s] k d Ft + F0 + Fv Trong đó: Theo bảng 5.2/78 [I], ta có: Q = 453,6 kN ; q1 = 19,1 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,7 Vận tốc xích tải : v = Z1.p.n1 25.50,8.244,66 = = 5,17 m/s 60000 60000 Lực vòng : Ft... -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1 Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (vì t0 < 1250) Kđ: hệ số tải trọng động (bảng 11.3/215 [I]) va đập vừa lấy Kđ = 1,3 X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục Ta có: e = 1,5.tgα = 1,5 tg11,330 = 0,30 Fs0 = 0,83.e.Fr0= 0,83 0,30 21469,9 = 5346 N Fs1= 0,83.e.Fr1=... theo khả năng tải động Cd= Q m L < C Trong đó : m: là bậc của đường cong, m = 10/3 L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay , L = 60.n110-6 Lh = 60.734.10-6.25000 = 1101( triệu vòng) Q: là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ Với : Fa , Fr -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1 Kt: hệ số kể đến ảnh... tại các ổ 0 và 1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1 Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (vì t0 < 1250) Kđ: hệ số tải trọng động (bảng 11.3/215 [I]) va đập vừa lấy Kđ = 1,3 X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục Ta có: e = 1,5.tgα = 1,5 tg11,830 = 0,31 Fs0 = 0,83.e.Fr0= 0,83 0,31 7442,6 = 1914,98 N Fs1= 0,83.e.Fr1= 0,83 0,31 24588,52 = 6326,62... http://www.ebook.edu.vn 29 GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH + Tính ổ theo khả năng tải động Cd= Q m L < C Trong đó : m: là bậc của đường cong, m = 10/3 L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay , L = 60.n210-6 Lh = 60.244,66.10-6.25000 = 367( triệu vòng) Q: là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ Với : Fa , Fr -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1 V: hệ số kể đến vòng nào... với phương ngang một góc < 60o) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1 (a = 30 50 p) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc = 1 (vị trí trục điều chỉnh được); kbt =1,3 (môi trường làm việc có bụi); kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1,3 (tải trọng va đập); kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 ( làm việc 2 ca); ⇒ k = 1 1 1 1,3 1 1,25 = 1,95 Như vậy... cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta được :[σH]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.244,66.50,83.2 = 83,39 Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,3 (bảng5.6/82 [I]) Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd =1,7 ( 2 dãy xích) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,36 ( vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 1095 mm2 (bảng 5.12/87 [I] với xích con lăn hai . Tổng hợp lực trên phương Fy: ↑(+): -Fy 10 + Fy 11 – Fy 13 = 0 => -Fy 10 + Fy 11 = Fy 13 => -Fy 10 + Fy 11 = 5605 (1) Tổng. 7259,35 N y y F F = ⎧ ⎪ ⎨ = ⎪ ⎩ Tổng hợp lực trên phương Fx: Z (+): –Fx 10 + Fx 11 = Fx 13 => –Fx 10 + Fx 11 =