Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

File thuyết minh đồ án Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển gồm các nội dung chính sau: Tính toán bộ truyền xích Tính toán bộ truyền bánh răng Tình toán trục và then Tính toán ổ lăn

MỤC LỤC NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN LỜI NÓI ĐẦU MỤC LỤC ĐỀ TÀI I XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động Phân phối tỉ số truyền .4 Tính thơng số trục .4 Bảng kết tính toán động học II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10 Bộ truyền bánh trụ thẳng cấp chậm 10 Bộ truyền bánh trụ nghiêng cấp nhanh 16 IV THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN 21 Sơ đồ đặt lực chung 21 Chọn vật liệu xác định đường kính sơ 22 Tính tốn chiều dài trục khoảng cách điểm đặt lực 23 Phân tích lực tác dụng lên trục từ chi tiết quay hệ thống truyền động 24 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính đoạn trục 26 Chọn kiểm nghiệm then 35 Tính kiểm nghiệm độ bền trục .35 V TÍNH TỐN Ổ LĂN 40 Trục I 40 Trục II 42 Trục III 44 VI TÀI LIỆU THAM KHẢO 47 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỀ TÀI ĐỀ SỐ 3: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI PHƯƠNG ÁN SỐ: 10 Hệ thống dẫn động băng tải gồm: Động điện pha không đồng Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp khai triển Bộ truyền xích ống lăn Băng tải: Quay chiều, tải va đập nhẹ, ca làm việc Số liệu thiết kế (Phương án số 10): • Lực vòng băng tải F: 6500 N • Vận tốc băng tải v: 1,1 m/s • Đường kính tang dẫn D: 350 mm • Thời gian phục vụ L: năm • Số ngày làm/năm Kng: 280 ngày • Số ca làm ngày: ca • t1: 28 giây • t2: 12 giây • T1: T • T2: 0,9T THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI I XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động 1.1 Cơng suất động • η = ηt2 ηol3 ηx = 0,972.0,993.0,92 = 0,84 Với ηt – Hiệu suất truyền bánh trụ ηol – Hiệu suất cặp ổ lăn ηx – Hiệu suất truyền xích ống lăn • 𝑃𝑙𝑣 = 𝐹.𝑣 1000 = • 𝑃𝑡đ = 𝑃𝑙𝑣 √ • 𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡đ η = 6500.1,1 1000 = 7,15 𝑘𝑊 𝑇 𝑇 ( )2 𝑡1 +( )2 𝑡2 𝑇 𝑇 𝑡1 +𝑡2 6,94 0,84 = 7,15 √ 28+12 = 7,15.0,97 = 6,94 kW = 8,26 𝑘𝑊 1.2 Số vòng quay sơ • 𝑢𝑡 = 𝑢ℎ 𝑢𝑥 = 16.3 = 48 𝑣 • 𝑛𝑙𝑣 = 60000 = 60000 • nsb 1.28+0,92 12 1,1 = 60 vg/ph = nlv ut = 60.48 = 2880 vg⁄ph 𝜋.𝐷 𝜋.350 Với ut tỉ số truyền toàn hệ thống dẫn động uh tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp khai triển nsb số vòng quay sơ 1.3 Chọn động 𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏 • Yêu cầu: { 𝑃 ≥ 𝑃 đ𝑐 𝑐𝑡 • Vậy chọn động cơ: 4A132M2Y3 o Công suất danh nghĩa Pđc = 11 kW o Số vòng quay thực nđc = 2907 vg/ph o Hệ số công suất cos(φ) = 0,9 o Hiệu suất η = 88% o Tmax/Tdn = 2,2 o Hệ số tải Tk/Tdn = 1,6 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phân phối tỉ số truyền • Tra bảng 3.1, trang 43 [1], với uh = 16, ta được: tỷ số truyền cấp nhanh 𝑢1 = 5,23 { tỷ số truyền cấp chậm 𝑢2 = 3,06 • ut = nđc nlv 2907 = 60 = 48,45 Mà ut = un.uh.ukn = ux.uh.ukn ut 48,45 ⇒ ux = = = 3,03 uh ukn 16.1 Tính thơng số trục • Cơng suất: o Plv = 7,15 kW (đã tính) Plv o PIII = o PII = o PI = ηt ηol2 PII ηt ηol PI o Pđc = 7,15 = ηx ηol PIII = = ηkn.ηol 0,92.0,992 7,93 0,97.0,992 8,34 0,97.0,992 8,77 = 1.0,99 = 7,93 kW = 8,34 kW = 8,77 kW = 8,86 kW • Số vòng quay: o nđc = 2907 vg/ph o nI = nđc = 2907 vg/ph o nII = o nIII = nI = u1 nII u2 2907 = = 556 vg/ph 5,23 556 3,06 = 182 vg/ph o nlv = 60 vg/ph (đã tính) • Momen xoắn: o Tđc = 9,55 106 o TI = 9,55 106 𝑃đ𝑐 𝑛đ𝑐 𝑃𝐼 = 28811 Nmm 𝑛𝐼 𝑃𝐼𝐼 o TII = 9,55 10 = 143250 Nmm 𝑛𝐼𝐼 𝑃𝐼𝐼𝐼 o TIII = 9,55 10 o Tlv = = 29107 Nmm = 416107 Nmm 𝑛𝐼𝐼𝐼 𝑃 9,55 106 𝑙𝑣 = 𝑛𝑙𝑣 1138042 Nmm THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Bảng kết tính tốn động học Cơng suất P, kW Tỷ suất truyền u Số vòng quay n, vg/ph Momen xoắn T, Nmm Trục động 8,86 Trục I Trục II Trục III Công tác 8,77 8,34 7,93 7,15 u1 = 5,23 u2 = 3,06 ux = 3,03 2907 2907 556 182 60 29107 28811 143250 416107 1138042 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH • Với ux = 3,03 tra z1 = 25 (Theo bảng 5.4 trang 80 [1]) • z2 = ux.z1 = 3,03.25 = 75,75 < zmax = 120 (đối với xích ống lăn) Chọn z2 = 75 • Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích k: k = ko ka.kđc kđ kc.kbt = 1.1.1,25.1,2.1,45.1 = 2,175 Với ko hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền ka hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích kđc hệ số kể đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích kđ hệ số tải trọng động kc hệ số kể đến chế độ làm việc truyền kbt hệ số kể đến ảnh hưởng bơi trơn • Hệ số k z = kn = z01 z1 n01 nIII = = 25 =1 25 200 182 = 1,1 • Chọn xích dãy Kx = 1, tải trọng nhỏ, vận tốc thấp k k z k n PIII 2,175.1.1,1.7,93 Pt = = = 19 (kW) Kx • Theo bảng 5.5 trang 81 [1], với điều kiện Pt ≤ [P], chọn: o Bước xích pc = 31,75 mm o Đường kính chốt = 9,55 mm o Chiều dài ống bo = 27,46 mm o Công suất cho phép [P] = 19,3 kW • Theo bảng 5.2 trang 196 [2], số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 31,75 mm nth = 630 vg/ph n = nIII = 182 < nth nên thoả • Vận tốc trung bình v xích: nIII z1 pc 182.25.31,75 v= = = 2,41 (m/s) 60000 60000 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI • Lực vòng có ích: 1000 PIII 1000.7,93 Ft = = = 3290,5 (N) v 2,41 • Tính tốn kiểm nghiệm bước xích pc với [po] chọn 29 MPa theo bảng 5.3 trang 201 [2] pc ≥ 600 √ 7,93.2,175 PIII k = 600 √ = 30,45 (mm) z1 nIII [po ] K x 25.182.29.1 Do pc = 31,75 mm nên điều kiện thoả • Chọn khoảng cách trục sơ a = (30 ÷ 50).pc a = 40 31,75 = 1270 mm • Số mắt xích X theo cơng thức: L 2a z1 + z2 z2 − z1 pc X= = + +( ) pc pc 2π a = 2.1270 31,75 + 25+75 = 132 mắt xích 75−25 31,75 +( 2π ) 1270 • Chiều dài xích L = pc.X = 31,75.132 = 4191 (mm) • Tính xác a: z1 − z2 z1 + z2 z2 − z1 √ a = 0,25 pc [X − + (X − ) − 8( ) ] 2 2π 25 − 75 25 + 75 75 − 25 = 0,25.31,75 [132 − + √(132 − ) − 8( ) ] 2 2π = 1872 mm Chọn a = 1866 mm (giảm khoảng cách trục mt khong a(0,002 ữ 0,004)) S ln va p xích giây: z1 nIII 25.182 i= = = 2,3 < [i] = 16 15X 15.132 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với [i] ứng với pc = 31,75 theo bảng 5.6 trang 203 [2] • Kiểm tra xích theo hệ số an tồn: Q S= F1 + Fv + Fo Trong đó: o Tải trọng phá huỷ Q = 88,5 kN = 88500 N (tra bảng 5.1 trang 78 [1]) o Lực nhánh căng F1 ≈ Ft = 3432,9 N o Lực căng lực ly tâm gây nên: Fv = qm.v2 = 1,9.2,41 = 4,579 N o Lực căng ban đầu xích Fo: Fo = Kf.a.qm.g = 6.1,866.1,9.9,81 = 209 N Vậy S = 88500 3432,9+4,579+209 = 24,27 > [s] = 8,5 thoả điều kiện theo hệ số an toàn (theo bảng 5.10 trang 86 [1]) • Lực tác dụng lên trục: Fr = k x Ft = 1,15.3290,5 = 3784 N Trong đó, kx hệ số kể đến trọng lượng xích, kx = 1,15 truyền nằm ngang • Đường kính đĩa xích: pc o d1 = = ⁄ ) sin(π z1 o d2 = 31,75 sin(π⁄75) 31,75 sin(π⁄25) = 253 mm = 758 mm o da1 = 𝑝𝑐 [0,5 + cot(𝜋⁄𝑧1 )] = 31,75[0,5 + cot(π⁄25)] = 267 mm o da2 = 31,75[0,5 + cot(π⁄75)] = 773 mm o r = 0,5025 d𝑙 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 𝑚𝑚 o df1 = d1 − 2𝑟 = 253 − 2.9,62 = 233,76 𝑚𝑚 o df2 = d2 − 2𝑟 = 758 − 2.9,62 = 738,76 𝑚𝑚 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Bảng kết tính tốn truyền xích Thơng số Giá trị Đĩa xích chủ động Đĩa xích bị động Số dãy xích Bước xích pc = 31,175 mm Số z1 = 25 z2 = 75 Đường kính vòng chia d1 = 253 mm d2 = 758 mm Đường kính vòng đỉnh da1 = 267 mm da2 = 773 mm Đường kính vòng đáy df1 = 233,76 mm df2 = 738,76 mm Đường kính lăn dl = 22,23 mm THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Bộ truyền bánh trụ thẳng cấp chậm Các thơng số cần để tính tốn: Cơng suất truyền PII = 8,34 kW Số vòng quay nII = 556 vg/ph Tỷ số truyền u2 = 3,06 Moment xoắn TII = 143250 Nmm 1.1 Chọn vật liệu • Chọn thép C45, tơi cải thiện • Hộp giảm tốc chịu cơng suất trung bình, nhỏ nên ta chọn vật liệu thép nhóm I: o Bánh nhỏ có độ cứng HB3 = 260 o Bánh lớn có độ cứng HB4 = 245 1.2 Xác định ứng suất cho phép a) Số chu kỳ làm việc sở o NHO số chu kì thay đổi ứng suất sở thử tiếp xúc o NHE số chu kì thay đổi ứng suất thử tiếp xúc o NFO số chu kì thay đổi ứng suất sở thử uốn o NFE số chu kì thay đổi ứng suất thử uốn • NHO1 = 30(HB3)2,4 = 30.2602,4 = 1,88.107 chu kỳ • NHO2 = 30(HB4)2,4 = 30.2452,4 = 1,63.107 chu kỳ • 𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐 ∑ ( 𝑇𝑖 𝑇𝑚𝑎𝑥 = 60.1 𝑚𝐻⁄ ) 𝑛𝑖 𝑡𝑖 556 28 12 143250 (13 + 0,93 ) 3,06 28 + 12 28 + 12 = 14,3 108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ  Vì NHE >> NHO3 nên KHL3 = 1, NHE >> NHO4 nên KHL4 = • NFO3 = NFO4 = 4.106 chu kỳ (với tất loại thép) b) Giới hạn mỏi tiếp xúc uốn: • σOHlim = 2HB + 70 10 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 360359,23 𝑀𝐴𝑡𝑑 𝑑𝐴 > √ =√ = 41,62 0,1 [𝜎] 0,1.50 3 470635,93 𝑀𝐵𝑡𝑑 𝑑𝐵 > √ =√ = 45,49 0,1 [𝜎] 0,1.50 3 369896,65 𝑀𝐶𝑡𝑑 𝑑𝐶 > √ =√ = 41,98 0,1 [𝜎] 0,1.50 3 𝑀𝐷𝑡𝑑 𝑑𝐷 > √ =√ =0 0,1 [𝜎] 0,1.50 Do theo kết cấu ta chọn: 𝑑𝐴 = 45; 𝑑𝐵 = 50; 𝑑𝐶 = 55; 𝑑𝐷 = 50 33 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 34 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Chọn kiểm nghiệm then o Dựa theo bảng 9.1a trang 173 [1], chọn kích thước then b x h theo tiết diện lớn trục o Chọn chiều dài 𝑙𝑡 then theo tiêu chuẩn, nhỏ chiều dài mayo ÷ 10 mm o Kiểm nghiệm then theo độ bền dập độ bền cắt then bằng: 𝜎𝑑 = 2𝑇 𝑑.𝑙𝑡 (ℎ−𝑡1 ) ≤ [𝜎𝑑 ] 𝜏𝑐 = 2𝑇 𝑑.𝑙𝑡 𝑏 ≤ [𝜏𝑐 ] Với [𝜎𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎 (tra bảng 9.5 [1]) [𝜏𝑐 ] = 40 ÷ 60 𝑀𝑃𝑎 (tải trọng va đập nhẹ) 𝑙𝑙𝑣 = 𝑙𝑡 − 𝑏: chiều dài làm việc then đầu tròn Đường Tiết kính diện D 35 lm lt b h t1 d c 50 44 10 12,47 3,74 B 65 59 14 5,5 6,2 1,55 C 65 59 14 5,5 30,83 7,71 B 85 79 14 5,5 23,03 5,76 C 85 79 16 10 47,88 11,97 A 45 65 59 14 5,5 89,56  Các mặt cắt thỏa điều kiện bền dập cắt 22,39 Trục I 45 II 45 55 III T (Nmm) 28811 143250 416107 Tính kiểm nghiệm độ bền trục 7.1 Độ bền mỏi 𝑠 𝑠 a) Hệ số an toàn 𝑠 = 𝜎2 𝜏 ≥ [𝑠] √𝑠𝜎 +𝑠𝜏 Với o [s] hệ số an tồn cho phép Thơng thường [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2,5 … 3, không cần kiểm nghiệm độ cứng trục) o s , s hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp b) 𝑠𝜎𝑗 = 𝜎−1 𝐾𝜎𝑑𝑗 𝜎𝑎𝑗 +𝜓𝜎 𝜎𝑚𝑗 𝑠𝜏𝑗 = 𝜏−1 𝐾𝜏𝑑𝑗 𝜏𝑎𝑗 +𝜓𝜏 𝜏𝑚𝑗 - 𝜎−1 , 𝜏−1 : Giới hạn mỏi vật liệu theo công thức 35 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI o Trục I: bánh chủ động liền trục I nên có vật liệu thép 45 tơi cải thiện: ▪ 𝜎𝑏 = 750 (𝑀𝑃𝑎): giới hạn bền vật liệu với thép 45 cải thiện ▪ 𝜎−1 = 0,436 𝜎𝑏 = 0,436.750 = 327 (𝑀𝑝𝑎) ▪ 𝜏−1 = 0,58 𝜎−1 = 0,58.750 = 435 (𝑀𝑝𝑎) o Trục II, III: ▪ 𝜎𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎): giới hạn bền vật liệu với thép 45 cải thiện ▪ 𝜎−1 = 0,436 𝜎𝑏 = 0,436.600 = 261,6 (𝑀𝑝𝑎) ▪ 𝜏−1 = 0,58 𝜎−1 = 0,58.261,6 = 151,73 (𝑀𝑝𝑎) - 𝜎𝑎𝑗 , 𝜎𝑚𝑗 , 𝜏𝑎𝑗 , 𝜏𝑚𝑗 : biên độ giá trị trung bình ứng suất pháp ứng suất tiếp tiết diện j trục có rãnh then o Do tất trục hộp giảm tốc quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng 𝜎𝑎𝑗 = 𝜎max 𝑗 = 𝑀𝑗 𝑊𝑗 ; 𝜎𝑚𝑗 = 2 Trong 𝑀𝑗 = √𝑀𝑦𝑗 + 𝑀𝑥𝑗 , 𝑊𝑗 = 𝜋𝑑𝑗3 32 − 𝑏𝑡1 (𝑑𝑗 −𝑡1 )2 2𝑑𝑗 𝑊𝑗 moment cản uốn, 𝑀𝑗 moment uốn tổng o Do trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động 𝜏𝑎𝑗 = 𝜏𝑚𝑗 𝜋𝑑𝑗 𝑏𝑡1 (𝑑𝑗 − 𝑡1 ) 𝜏max 𝑗 𝑇𝑗 (𝑊0𝑗 = ) = = − 2𝑊0𝑗 16 2𝑑𝑗 với 𝑊0𝑗 moment cản xoắn, T moment xoắn - 𝜓𝜎 𝜓𝜏 : hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 [1] o Trục I: với 𝜎𝑏 = 750 (𝑀𝑃𝑎) 𝜓𝜎 = 0,1; 𝜓𝜏 = 0,05 36 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI o Trục II, III: với 𝜎𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎) 𝜓𝜎 = 0,05; 𝜓𝜏 = - 𝐾𝜎𝑑𝑗 , 𝐾𝜏𝑑𝑗 : hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (trang 197 [1]) 𝐾𝜎 o 𝐾𝜎𝑑𝑗 = ( 𝜀𝜎 𝐾𝜏 o 𝐾𝜏𝑑𝑗 = ( 𝜀𝜏 + 𝐾𝑥 − 1) + 𝐾𝑥 − 1) 𝐾𝑦 𝐾𝑦 o Các trục gia công máy tiện, tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt 𝑅𝑎 = 2,5 ÷ 0,63 (𝜇𝑚), theo bảng 10.8 trang 197 [1], hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt 𝐾𝑥 = 1,06 𝜎𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎), 𝐾𝑥 = 1,09 𝜎𝑏 = 750 (𝑀𝑃𝑎) o Không dùng phương pháp tăng bề mặt trục, hệ số tăng bền 𝐾𝑦 = o 𝐾𝜎 , 𝐾𝜏 : hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn, trị số chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất o 𝜀𝜎 , 𝜀𝜏 : hệ số kích thước (bảng 10.3 [1]) 7.2 Bảng kết tính tốn độ bền mỏi Trục Tiết diện Đường kính D 35 10   B 45 C W Wo(mm3) a a = m 3566,4 7775,6 1,85 14   5,5 7611,3 16557,5 3,05 0,87 45 14   5,5 7611,3 16557,5 13,18 4,33 B 45 14   5,5 7611,3 16557,5 20,94 4,33 C 55 16  10  14238,4 30572,2 5,74 6,81 A 45 14   5,5 7611,3 16557,5 12,57 trục (mm) I II III B  h  t1 (mm3) 37 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Theo bảng 10.12, dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất rãnh then ứng với vật liệu có 𝜎𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎) 𝐾𝜎 = 1,76, 𝐾𝜏 = 1,54, với 𝜎𝑏 = 750 (𝑀𝑃𝑎) 𝐾𝜎 = 1,95, 𝐾𝜏 = 1,8 - Theo bảng 10.10 trang 198 [1], tra hệ số kích thước   ,  ứng với đường kính tiết diện nguy hiểm, từ xác định tỉ số K /   K /  rãnh then tiết diện - Theo bảng 10.11, ứng với kiểu lắp chọn 𝜎𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎), 𝜎𝑏 = 750 (𝑀𝑃𝑎) đường kính tiết diện nguy hiểm tra tỉ số 𝐾𝜎 𝜀𝜎 𝐾𝜏 𝜀𝜏 lắp căng tiết diện này, sở dùng giá trị lớn hai giá trị 𝐾𝜎 𝜀𝜎 𝐾𝜏 𝜀𝜏 để tính 𝐾𝜎𝑑 , 𝐾𝜏𝑑 Tỉ số K /   K  Rãnh then Lắp căng Tỉ số K /  K  Rãnh then Lắp căng 1,95 0,865 2,25 2,345 1,8 0,795 2,26 1,805 1,95 0,83 2,35 2,345 1,8 0,77 2,34 1,805 1,76 0,83 2,12 2,06 1,54 0,77 1,64 1,76 0,83 2,12 2,06 1,54 0,77 1,64 1,76 0,785 2,24 2,52 1,54 0,7525 2,05 2,03 1,76 0,83 2,12 2,06 1,54 0,77 1,64 38 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Tỉ số d Tiết Trục diện (mm) K  Tỉ số K  K d K d S S S - 97,97 - Rãnh Lắp Rãnh Lắp then căng then căng 2,345 2,26 2,435 2,35 D 35 B 45 2,35 2,34 2,44 2,43 43,94 201,61 42,93 C 45 2,18 2,24 2,06 8,86 17,01 7,86 B 45 2,18 2,24 2,06 5,58 17,01 5,3 C 55 2,05 2,58 2,11 17,66 10,56 9,06 A 45 2,18 2,06 - 5,86 - I II III 2,52 2,12 Bảng kết tính tốn hệ số an tồn tiết diện ba trục  Cả trục thoả mãn hệ số an toàn điều kiện bền mỏi 7.3 Độ bền tĩnh - Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo lớn bị gãy bị tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh: - Cơng thức thực nghiệm có dạng : 𝜎𝑡𝑑 = √𝜎 + 3𝜏 ≤ [𝜎] Trong : 𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥 0,1𝑑 ; 𝜏= 𝑇𝑚𝑎𝑥 0,2𝑑 o Trục II, III: [𝜎] ≈ 0,8𝜎𝑐ℎ = 0,8.340 = 272 (𝑀𝑃𝑎) o Trục I: [𝜎] ≈ 0,8𝜎𝑐ℎ = 0,8.450 = 360 (𝑀𝑃𝑎) 𝜎𝑡𝑑 = √( 199683,59 416107 ) + 3( ) = 24,76 < [𝜎] = 272 0,1 553 0,2 553  Kết cho thấy trục thảo mãn hệ số an toàn điệu kiện bền tĩnh 39 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI V TÍNH TOÁN Ổ LĂN Thời gian làm việc 𝐿ℎ = 26880 (ℎ) Trục I - Số vòng quay 𝑛1 = 2907(𝑣⁄𝑝ℎ) - Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN) 46208 40 80 18 28,9 27,1 - Góc tiếp xúc α = 26o (chú thích 4, trang 216 [1]) - Chọn hệ số e: 𝐹 224,48 o Ta có tỷ số: 𝑎 = = 0,0083 𝐶0 27100 o Theo bảng 11.4 trang 216 [1], với α = 26o ta chọn e =0,68 - Tải trọng tác dụng lên ổ: o Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: 2 𝐹𝐴𝑅 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √301,9 + 68,042 = 309,47 (𝑁) o Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C: 2 𝐹𝐶𝑅 = √𝑅𝐶𝑋 + 𝑅𝐶𝑌 = √482,012 + 269,692 = 552,33 (𝑁) o Lực dọc trục: 𝐹𝑎 = 224,48 (𝑁) o Lực dọc trục tác động vào ổ A, C lực hướng tâm FR gây ra: 𝑆𝐴 = 𝑒 𝐹𝐴𝑅 = 0,68.309,47 = 210,44 (𝑁) 𝑆𝐶 = 𝑒 𝐹𝐶𝑅 = 0,68.552,33 = 375,58 (𝑁) o Vì 𝑆𝐴 < 𝑆𝐶 𝐹𝑎 > 𝑆𝐶 − 𝑆𝐴 = 191,447 nên theo bảng 11.1 trang 444 [2], ta có: 𝐹𝑎1 = 𝑆𝐴 = 210,44 (𝑁) { 𝐹𝑎2 = 𝑆𝐶 + 𝐹𝑎 = 375,58 + 224,48 = 600,06 (𝑁)  Ta chọn tính theo ổ lăn C tải trọng lớn - Chọn hệ số X, Y: o V=1 ứng với vòng quay 𝐹 600,06 o 𝑎2𝑅 = = 1,09 > 𝑒 = 0,68 𝑉.𝐹𝑐 1.552,33  Theo bảng 11.3 trang 445 [2], chọn X = 0,45; Y = 1,13 40 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Tải trọng động quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝐶𝑅 + 𝑌𝐹𝑎2 )𝐾𝑡 𝐾𝜎 = (0,45.1.552,33 + 1,13.600,06) 1.1,2 = 1111,94 (𝑁) Trong đó: o 𝐾𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ o 𝐾𝜎 = 1,2: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng (bảng 11.3 trang 215 [1] với tải trọng va đập nhẹ) Do tải trọng thay đổi theo bậc, nên ta tính tải trọng quy ước tương đương: 𝑇1 𝑇2 √ = 𝑄 ( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 𝑇 𝑇 𝑄𝑡𝑑 𝑇 28 0,9𝑇 12 √ = 1111,94 ( ) +( = 1081 (𝑁) ) 𝑇 28 + 12 𝑇 28 + 12 = 1,081 (𝑘𝑁) - Tuổi thọ tính triệu vòng quay: 𝐿= 60.𝐿ℎ 𝑛 106 = 60.26880.2907 106 = 4688,4 (triệu vòng) - Khả tải động tính tốn: 𝑚 𝐶𝑑 = 𝑄𝑡𝑑 √𝐿 = 1,081 √4688,4 = 18,09 (𝑘𝑁) Vì 𝐶𝑑 < 𝐶 = 28,9 (kN) nên ổ đảm bảo khả tải động - Tuổi thọ ổ tính giờ: 𝐿ℎ = 106 𝐶 𝑚 106 28,9 ( ) = 60.2907 (1,081) = 109552 (giờ) 60𝑛 𝑄 𝑡𝑑 - Kiểm tra tải tĩnh: Với ổ bi đỡ - chặn dãy, α = 26o ta chọn X0 = 0,5; Y0 = 0,37 (bảng 11.6 trang 221 [1]) 𝑄 = 𝑋0 𝐹𝐶𝑅 + 𝑌0 𝐹𝑎2 = 0,5.552,33 + 0,37.600,06 = 498,2 (𝑁) { 𝑄0 = 𝐹𝐴𝑅 = 309,47 (𝑁)  𝑄0 = 498,2 (𝑁)  𝑄0 < 𝐶0 = 27100 (𝑁) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh 41 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Số vòng quay tới hạn ổ: o Theo bảng 11.7 trang 456 [2], với ổ bi đỡ chặn bôi trơn dầu: [𝐷𝑝𝑤 𝑛] = 1,8 105 o Đường kính tâm lăn: 𝐷𝑝𝑤 =  [𝑛] = [𝐷𝑝𝑤 𝑛] 𝐷𝑝𝑤 = 1,8.105 60 𝐷+𝑑 = 80+40 = 60 (mm) = 3000 (vg/ph) > 𝑛1 = 2907 (vg/ph) Trục II - Số vòng quay 𝑛2 = 556(𝑣⁄𝑝ℎ) - Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn, chọn cỡ trung hẹp: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN) 46208 40 90 23 39,2 30,7 - Góc tiếp xúc α = 26o (chú thích 4, trang 216 [1]) - Chọn hệ số e: 𝐹 224,48 o Ta có tỷ số: 𝑎 = = 0,0073 𝐶0 30700 o Theo bảng 11.4 trang 216 [1], với α = 26o ta chọn e =0,68 - Tải trọng tác dụng lên ổ: o Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: 2 𝐹𝐴𝑅 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √2222,022 + 446,232 = 2266,38 (𝑁) o Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D: 2 𝐹𝐷𝑅 = √𝑅𝐷𝑋 + 𝑅𝐷𝑌 = √1543,322 + 258,842 = 1564,88 (𝑁) o Lực dọc trục: 𝐹𝑎 = 224,48 (𝑁) o Lực dọc trục tác động vào ổ A, D lực hướng tâm FR gây ra: 𝑆𝐴 = 𝑒 𝐹𝐴𝑅 = 0,68.2266,38 = 1541,14 (𝑁) 𝑆𝐷 = 𝑒 𝐹𝐷𝑅 = 0,68.1564,88 = 1064,12 (𝑁) o Vì 𝑆𝐴 > 𝑆𝐷 𝐹𝑎 > nên theo bảng 11.1 trang 444 [2], ta có: 𝐹𝑎1 = 𝑆𝐴 = 1541,14 (𝑁) { 𝐹𝑎2 = 𝑆𝐴 + 𝐹𝑎 = 1541,14 + 224,48 = 1765,62 (𝑁)  Ta chọn tính theo ổ lăn D tải trọng lớn 42 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Chọn hệ số X, Y: o V=1 ứng với vòng quay 𝐹 1765,62 o 𝑎2𝑅 = = 1,13 > 𝑒 = 0,68 𝑉.𝐹𝐷 1.1564,88  Theo bảng 11.3 trang 445 [2], chọn X = 0,45; Y = 1,13 - Tải trọng động quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝐷𝑅 + 𝑌𝐹𝑎2 )𝐾𝑡 𝐾𝜎 = (0,45.1.1564,88 + 1,13.1765,62) 1.1,2 = 3239,2 (𝑁) Trong đó: o 𝐾𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ o 𝐾𝜎 = 1,2: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng (bảng 11.3 trang 215 [1] với tải trọng va đập nhẹ) Do tải trọng thay đổi theo bậc, nên ta tính tải trọng quy ước tương đương: 𝑇1 𝑇2 √ = 𝑄 ( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 𝑇 𝑇 𝑄𝑡𝑑 𝑇 28 0,9𝑇 12 √ = 3239,2 ( ) +( = 3148,9 (𝑁) ) 𝑇 28 + 12 𝑇 28 + 12 = 3,1489 (𝑘𝑁) - Tuổi thọ tính triệu vòng quay: 𝐿= 60.𝐿ℎ 𝑛 106 = 60.26880.556 106 = 896,7 (triệu vòng) - Khả tải động tính tốn: 𝑚 𝐶𝑑 = 𝑄𝑡𝑑 √𝐿 = 3,1489 √896,7 = 30,4 (𝑘𝑁) Vì 𝐶𝑑 < 𝐶 = 39,2 (kN) nên ổ đảm bảo khả tải động - Tuổi thọ ổ tính giờ: 𝐿ℎ = 106 𝐶 𝑚 106 39,2 ( ) = 60.556 (3,1489) = 57830 (giờ) 60𝑛 𝑄 𝑡𝑑 - Kiểm tra tải tĩnh: Với ổ bi đỡ - chặn dãy, α = 26o ta chọn X0 = 0,5; Y0 = 0,37 (bảng 11.6 trang 221 [1]) 43 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 𝑄 = 𝑋0 𝐹𝐷𝑅 + 𝑌0 𝐹𝑎2 = 0,5.1564,88 + 0,37.1765,62 = 1435,7 (𝑁) { 𝑄0 = 𝐹𝐷𝑅 = 1564,88 (𝑁)  𝑄0 = 1564,88 (𝑁)  𝑄0 < 𝐶0 = 30700 (𝑁) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh - Số vòng quay tới hạn ổ: o Theo bảng 11.7 trang 456 [2], với ổ bi đỡ chặn bôi trơn dầu: [𝐷𝑝𝑤 𝑛] = 1,8 105 o Đường kính tâm lăn: 𝐷𝑝𝑤 =  [𝑛] = [𝐷𝑝𝑤 𝑛] 𝐷𝑝𝑤 = 1,8.105 65 𝐷+𝑑 = 90+40 = 65 (mm) = 2769 (vg/ph) > 𝑛2 = 556 (vg/ph) Trục III - Số vòng quay 𝑛3 = 182 (𝑣⁄𝑝ℎ) - Do khơng có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ, chọn cỡ nặng: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN) 410 50 130 31 68,5 53 - Góc tiếp xúc α = 0o - Chọn hệ số e: 𝐹 o Ta có tỷ số: 𝑎 = 𝐶0 53000 =0 - Tải trọng tác dụng lên ổ: o Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: 2 𝐹𝐵𝑅 = √𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐵𝑌 = √7073,8 + 7122 = 7109,54 (𝑁) o Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D: 2 𝐹𝐷𝑅 = √𝑅𝐷𝑋 + 𝑅𝐷𝑌 = √424,82 + 330,82 = 538,41 (𝑁) - Chọn hệ số X, Y: o V=1 ứng với vòng quay o Theo bảng 11.3 trang 445 [2], chọn X = 1; Y = 44 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Tải trọng động quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝐵𝑅 + 𝑌𝐹𝑎2 )𝐾𝑡 𝐾𝜎 = (1.1.7109,54 + 0) 1.1,2 = 8531,4 (𝑁) Trong đó: o 𝐾𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ o 𝐾𝜎 = 1,2: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng (bảng 11.3 trang 215 [1] với tải trọng va đập nhẹ) Do tải trọng thay đổi theo bậc, nên ta tính tải trọng quy ước tương đương: 𝑇1 𝑇2 √ = 𝑄 ( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 𝑇 𝑇 𝑄𝑡𝑑 𝑇 28 0,9𝑇 12 √ = 8531,4 ( ) +( = 8293,6 (𝑁) ) 𝑇 28 + 12 𝑇 28 + 12 = 8,2936 (𝑘𝑁) - Tuổi thọ tính triệu vòng quay: 𝐿= 60.𝐿ℎ 𝑛 106 = 60.26880.182 106 = 293,5 (triệu vòng) - Khả tải động tính tốn: 𝑚 𝐶𝑑 = 𝑄𝑡𝑑 √𝐿 = 8,2936 √293,5 = 55,12 (𝑘𝑁) Vì 𝐶𝑑 < 𝐶 = 68,5 (kN) nên ổ đảm bảo khả tải động - Tuổi thọ ổ tính giờ: 𝐿ℎ = 106 𝐶 𝑚 106 68,5 ( ) = 60.182 (8,2936) = 51596 (giờ) 60𝑛 𝑄 𝑡𝑑 - Kiểm tra tải tĩnh: Với ổ bi đỡ dãy, ta chọn X0 = 0,6; Y0 = 0,5 (bảng 11.6 trang 221 [1]) 𝑄 = 𝑋0 𝐹𝐵𝑅 + 𝑌0 𝐹𝑎2 = 0,6.7109,54 + 0,5.0 = 4265,7 (𝑁) { 𝑄0 = 𝐹𝐵𝑅 = 7109,54 (𝑁)  𝑄0 = 7109,54 (𝑁)  𝑄0 < 𝐶0 = 53000 (𝑁) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh 45 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Số vòng quay tới hạn ổ: o Theo bảng 11.7 trang 456 [2], với ổ bi đỡ chặn bôi trơn dầu: [𝐷𝑝𝑤 𝑛] = 1,8 105 o Đường kính tâm lăn: 𝐷𝑝𝑤 =  [𝑛] = [𝐷𝑝𝑤 𝑛] 𝐷𝑝𝑤 = 1,8.105 90 𝐷+𝑑 = 130+50 = 90 (mm) = 2000 (vg/ph) > 𝑛3 = 182 (vg/ph) 46 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI VI TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí, Tập NXB Giáo dục Hà Nội 2001 [2] Nguyễn Hữu Lộc - Giáo trình sở thiết kế máy NXB Đại học Quốc Gia TP.HCM Hồ Chí Minh 2016 [3] Nguyễn Hữu Lộc – Bài tập chi tiết máy NXB Đại học Quốc Gia TP.HCM Hồ Chí Minh 2017 47