THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA ĐÀ NẴNG KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY SVTH : LÊ ĐÌNH TRUNG LỚP : 18CDT2 MSSV : 101180271 ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hệ thống dẫn động băng tải gồm : 1-Động điện ; 2-Nối trục đàn hồi ; 3-Hộp giảm tốc bánh trụ; 4-Bộ truyền đai;5 – Băng tải Số liệu thiết kế : Cơng suất động 7,5KW Số vịng quay phút động cơ: 2910v/ph Số vòng quay phút trục : 200v/ph  Giai đoạn số 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Bài làm: I Chọn động cơ: suất động :7,5 KW {Số Cơng vịng quay động : 2910 v / ph Tra Phụ lục bảng 2P- trang 322- Thiết kế chi tiết máy - Nguyễn Trọng Hiệp & Nguyễn Văn Lẫm  Chọn dộng điện che kín có quạt gió loại AO2-51-2 Hiệu suất chung hệ thống truyền động: η∑ =ηx ηbr η k η4ol Trong đó: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi η k =1 ηbr = 0,96 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh trụ cấp η x =0 , 96Hiệu suất truyền đai ηol =0,99 Hiệu suất ổ lăn Vậy ta được: η∑ = 0,96 0,93 0,994 = 0,885 Công suất cần thiết động cơ: Pct = P td 9,048 = = 10,44 kW 0,8663 η∑ Số vịng quay trục cơng tác: n ct = 60000 v π.D = 60000.3,55 π 500 = 135,6 vòng/phút ≈ 136 vịng/phút Tính tốn số vịng quay sơ động cơ: Chọn tỉ số truyền (Tra bảng 3.2- trang 88/Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc) Hộp giảm tốc cấp: ur = 3,5 Bộ truyền xích : ux = Tỉ số truyền khớp nối trục dàn hồi : uk = uch = ur.ux.uk = 3,5 = Tỉ số truyền sơ : Vòng quay sơ động cơ: nsb = nct nch = 136.7 = 952 vòng/phút Chọn động cơ: Dựa vào phụ lục bảng P1.3/trang 237 sách “Tính Tốn Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ”, ta chọn động 4A160S6Y3, có cơng suất Pđc = 11,0 kW số vịng quay trục 970 (vòng/phút) II Phân phối tỷ số truyền: -Xác định tỉ số truyền hệ thống: uch = ndc 970 = nct 136 = 7,13 - Phân phối tỉ số truyền: uch = ur.ux.uk ur = 3,5 - Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc cấp : Tỉ số truyền khớp nồi trục đàn hồi là: uk = - Tỉ số truyền xích là: III ux = 7,13 3,5.1 = 2,037 Tính tốn lập bảng đặc tính theo mẫu:  Trục xích tải: Trục  Trục bánh cấp chậm: Trục  Trục bánh cấp nhanh: Trục  Trục động cơ: Trục dc Công suất trục: P3 = Plv = 10,65 kW P2 = P3 nol n x = 10,65 0,99.0,93 = 11,567 kW P1 = P2 nol n br = 11.567 0,99.0,96 = 12,171 kW P1 nk = 12,563 Pdc = = 12,171 kW Số vòng quay trục: ndc = 970 vòng/phút n1 = ndc uk = 970 = 970 vòng/phút n2 = n1 ur = 970 3,5 = 277,14 vòng/phút n3 = n2 ux = 277,14 2,037 = 136 vòng/phút Mômen trục: Tdc  T1  9,55.106 Pdc 12,171  9,55.106  119827,89( Nmm) ndc 970 T2  9,55.106 P2 11,567  9,55.106  398588, 62( Nmm) n2 277,14 T3  9,55.106 P3 10, 65  9,55.106  747849, 26( Nmm) n3 136 Bảng đặc tính: Trục Động 12,171 12,171 11,567 Thông số Công Suất P; (kW) Tỷ số truyền u Số vòng quay n (vg/ph) Momen xoắn T (Nmm) 970 119827,89 3,5 970 119827,89 277,14 398588, 62  Bài tập lớn số 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN Bài làm:  Các thông số ban đầu:  Công suất truyền: P = 11,567 kW 10,65 2,037 136 747849, 26     Tỷ số truyền: ux = 2,037 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 136 vòng/phút Môment xoắn: T = 398588,62 N.mm Làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ, truyền ngồi bơi trơn định kỳ  Trình tự tính tốn: Chọn loại xích xích ống lăn Chọn số đĩa xích dẫn: z1 = 29 - 2ux = 29 – 2,037 = 24,926 → chọn 25 (nên chọn số lẻ để đĩa mòn , tăng khả sử dụng) Tính số đĩa xích lớn: z2 = z1.ux = 25.2,037 = 50,925 →chọn z2 = 51 < zmax= 120 Hệ số điều kiện sử dụng xích: K = Kr.Ka.Ko.Kdc.Kb.Klv = 1,3.1.1.1.1,5.1,12 = 2,184 Trong đó:  Kr = 1,3 va đập nhẹ  Ka = xét đến ảnh hưởng khoảng cách trục  Ko = hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí trục truyền (nằm ngang)  Kdc = hệ số xét đến ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích( khơng điều chỉnh được)  Kb = 1,5 hệ số xét đến điều kiện bôi trơn( bôi trơn định kỳ)  Klv = 1,12 hệ số xét đến chế độ làm việc( làm việc ca) Tính cơng suất tính tốn Pt Pt  K K z K n P1 2,184.1, 47.1.11,567    37,136(kW) Kx  Tra bảng (5.4) theo cột n01 = 200 vòng/phút Kn  n01 200   1, 47 n 136 Kz  25 25  1 z1 25  Hệ số đĩa dẫn:  Xích dãy nên chọn: Kx =  Ta chọn bước xích pc = 44,45 mm Xác định số vòng quay tới hạn( bảng 5.2) Số vòng quay giới hạn tương ứng với bước xích pc = 44,45mm nth = 400 vòng/phút nên thỏa điều kiện n1 < nth Xác định vận tốc trung bình xích (theo cơng thức 5.10) v= n1 z pc 136.25.44,45 = = 2,52 m/s 60000 60000 Ft  1000.P1 1000.11,567   4590, 08( N ) v 2,52 Lực vịng có ích: Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc (theo công thức 5.26) pc  600 P1.K 11,567.2,184  600  39,52(mm) z1.n1. p0  K x 25.136.26.1 Trong  p0  chọn theo bảng 5.3, pc = 44,45mm n1 = 136vòng/phút (chọn cột 200 vòng/phút) ta  p0  = 26 Mpa Do ta chọn pc = 44,45 mm nên điều kiện thỏa Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a = (30÷40).pc = 40 pc = 40.44,45 = 1778 mm Số mắc xích X (theo cơng thức 5.8): L 2a z1  z2  z2  z1  pc X     pc pc  2  a 2.1778 25  54  54  25  44, 45     120, 03  44, 45  2  1778 Ta chọn X = 120 mắc xích Tính chiều dài khoảng cách trục theo công thức 5.9: 2  z1  z2 z1  z2  z1  z     a  0, 25 pc  X   X    8   2  2        2  25  54 25  54  25  54      0, 25.44, 45 120   120   8    1697, 09( mm) 2         Ta chọn a = 1692 mm (giảm khoảng cách trục (0,002÷0,004)a ) 10 Số lần va đập xích giây: 4v 4.n1.z1 pc n1.z1 136.25     1,89   i   12 L pc X 60 15 X 15.120 i Theo bảng 5.6 với bước xích pc = 44,45 mm ta có   =12 i Kiểm tra xích theo hệ số an tồn (theo cơng thức 5.28): s Q 172400   32   s   9,3 F1  Fv  Fo 4590, 08  47, 63  749,14 s    Tra theo bảng 5.10 sách Trịnh Chất- Lê Văn Uyển với bước xích pc = 44,45 mm số vòng quay n = 200 vòng/phút  Tải trọng phá hủy Q = 172,4 kN =172400 N (tra bảng 5.2 sách Trịnh ChấtLê Văn Uyển với bước xích pc = 44,45 mm)  Lực nhánh căng F1≈ Ft = 4590,08 N  Lực căng lực ly tâm gây nên (xác định theo công thức 5.56): Fv  qm v  7,5.2, 52  47, 63 N  Lực căng ban đầu (xác định theo công thức 5.17): Fo  K f a.qm g  6.1, 697.7,5.9,81  749,14 N 11.Tính lực tác dụng lên trục (theo cơng thức 5.19): Fr  K m Ft  1,15.4590, 08  5278,59 N  Trong Km = 1.15 hệ số trọng lượng xích( xích nằm ngang)  Ft = 4590,08 lực vịng 12 Đường kính đĩa xích:  Bánh xích dẫn: pc z1 44, 45.25   353, 72mm   d a1  d1  0, pc  384,84mm d1   Bánh xích bị dẫn: pc z2 44, 45.51   721,59mm    d  0, pc  752, 71mm d2  da  Bài tập lớn số 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ Bài làm:  Số liệu ban đầu:        Công suất truyền: P1 = 12,171 kW mooment xoắn cực đại: T1 = 119827,89 N.mm Số vòng quay trục dẫn: n1 = 970 vòng/phút Số vòng quay trục bị dẫn: n2 = 277,14 vòng/phút Tỷ số truyền: u = 3,5 Thời gian làm việc: L = năm, làm việc ca/ngày Tổng thời gian làm việc: Lh = 4.300.2.8 =19299 Chọn vật liệu: - Bánh nhỏ: thép 45 cải thiện, độ rắn HB1 ≈ 250 HB Giới hạn bền  b  850MPa , giới hạn chảy  ch  580MPa - Bánh lớn: thép 45 tơi cải thiện, chọn HB1 = HB2 + (10÷15)HB nên có độ rắn HB ≈ 235 HB Giới hạn bền  b  750MPa , giới hạn chảy  ch  450 MPa 2 Ứng suất cho phép: a Ứng suất tiếp xúc: H   - Ứng suất tiếp xúc cho phép :  OH lim 0,9 K HL sH N HE  T   60.c.  i  ni ti  Tmax  - Số chu kỳ tương đương: Vì vịng quay ăn khớp lần nên c =  T   0, 7.Tmax   max N HE1  60.1.970   t1    t2  T T  max   max    T 3 30  0, 7.T 3 36  max  60.1.970  max      19200  7,17.10  Tmax  66  Tmax  66  chu kỳ FBC2 III 310 114 99 48 42 70 5100 12,7 30 THIẾT KẾ TRỤC II: Chọn kích thước chiều dài trục: Chọn sơ Bổ lăn = 24 mm, Bđĩa xích = 50 mm ta có: f2 = Bđĩa xích/2 + Bổ lăn/2 + 25 = 50/2 + 24/2 + 25 = 62 mm l = 144 mm Thay trục dầm sức bền: Trong đó: - Lực vòng: Ft2 = 3386,4 N - Lực dọc trục: Fa2 = 1155,3 N - Lực hướng tâm: Fr2 = 1302,3 N - Môment: T2 = 398588,62 N.mm - Lực tác dụng lên trục bánh xích: Frx = 5278,59 N ( xem mục 11 tập lớn số ) - Môment lực dọc trục Fa2: d 249, 23 M a  Fa  1155,3  143967, 71 N mm 2 86 Tính phản lực gối tựa: - Phương trình cân moment mặt phẳng đứng gối A: M A   Frx 62  Fr 72  RBY 144  M a  X - Phản lực gối B theo phương đứng: RBY  Fr 72  Frx 62  M a 1302,3.72  5278,59.62  143967,71   2621,35 N 144 144 - Phương trình cân lực theo phương Y: F  Frx RAY  Fr  RBY  Y - Phản lực gối A theo phương đứng: RAY  Frx  Fr  RBY  5278,59  1302,3  (2621,35)  9202, 24 N - Phương trình cân moment mặt phẳng ngang gối A: M A Y   Ft 72  R BX 144  - Phản lực gối B theo phương ngang:  Ft 72 3386, 4.72   1693, N 144 144 RBX  - Phương trình cân lực theo phương X: F X  RAX  Ft  RBX  - Phản lực gối A theo phương ngang: RAX   Ft  RBX  3386,  (1693, 2)  1693, N Vẽ biểu đồ nội lực: Tính moment tương đương tiết diện nguy hiểm: Tiết diện nguy hiểm vị trí ổ lăn A: M td  M X2  0, 75.T  327272,582  0, 75.398588, 622  475670, 06 N mm Tính đường kính trục tiết diện nguy hiểm: ( kí hiệu d22 trục tiết diện thứ ( từ trái sang phải)) d 22  M td 475670, 06 3  45, 65 mm 0,1.  F  1 0,1.50 - Theo tiêu chuẩn ta chọn d22 = 50 mm - Từ d22 ta chọn đường kính cịn lại:  d21 = 45 mm đoạn trục lắp đĩa xích  d23 = 56 mm đoạn trục lắp bánh trụ nghiêng  d24 = 50 mm đoạn trục lắp ổ lăn B Tính chọn then bằng: - Chọn vật liệu then giống trục I - Chọn then vị trí lắp bánh ( chọn then hai đầu trịn theo TCVN 2261-77) Có d23 = 56 mm Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Tốn Hệ Dẫn Động Cơ Khí – Tập I “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn b = 16 mm; h = 10 mm; l = 56 mm; t1 = mm; t2 = 4,3 mm Chiều dài làm việc then hai đầu tròn là: l1 = l – b = 56 – 16 = 40 mm Kiểm tra ứng suất cắt: C  2.T2 2.398588, 62   22, 24 MPa    C   60 MPa d 23 l1.b 56.40.16 Kiểm tra ứng suất dập: d  2.T2 2.398588, 62   88,97 MPa    d   100 MPa d 23 l1  h  t1  56.40  10    Vậy then đảm bảo độ bền - Chọn then vị trí lắp đĩa xích ( chọn then hai đầu (vì then hai đầu trịn tính tốn khơng đủ bền) theo TCVN 2261-77) Có d21 = 45 mm Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Tốn Hệ Dẫn Động Cơ Khí – Tập I “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn b = 14 mm; h = mm; l = 56 mm; t1 = 5,5 mm; t2 = 3,8 mm Chiều dài làm việc then hai đầu là: l1 = l = 56 mm Kiểm tra ứng suất cắt: C  2.T2 2.398588, 62   22, MPa    C   60 MPa d 21.l1.b 45.56.14 Kiểm tra ứng suất dập: d  2.T2 2.398588, 62   90,38 MPa    d   100 MPa d 21.l1  h  t1  45.56   5,5   Vậy then đảm bảo độ bền Kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi: Tại tiết diện 2-2 - Hệ số an toàn mỏi tính đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kì đối xứng)  1 261, S    8, 24 K  a 1.26, 67  0, 05.0    m 0,84.1    Trong đó:   1  0, 436. b  0, 436.600  261,6 MPa K  khơng có tập trung ứng suất rãnh then     0,84 (tra theo bảng 10.3 trang 360 với d22 = 50 mm)    hệ số tăng bền bề mặt     0, 05 ( vật liệu thép 45 – thép cacbon mềm)  Ứng suất pháp biên độ:  a   max  M 22 327272, 58   26, 67 MPa Wx 22 12271,85 M 22  327272,58 Nmm Mà Wx 22  d  503    12271,85 mm3 32 32  Ứng suất pháp trung bình:  m  MPa - Hệ số an toàn mỏi tính đến ứng suất tiếp ( thay đổi theo chu kì mạch động dương) s   1 K  a    m    151, 73  14,58 1.8,12  0.8,12 0, 78.1 Trong đó:   1  0,58. 1  0,58.261,6  151, 73 MPa  K  khơng có tập trung ứng suất rãnh   1  t  hệ số tăng bền bề mặt   0, 78 (tra theo bảng 10.3 trang 360 với d = 50 mm)   22 ( vật liệu thép 45 – thép cacbon mềm)  16, 24  a  max   8,12 MPa 2 Ứng suất tiếp biên độ:  16, 24  m  max   8,12 MPa 2 Ứng suất tiếp trung bình:  max  Wo 22 T 398588, 62   16, 24 MPa Wo 22 24543, 69  d  503    24543, 69 mm3 16 16 - Hệ số an toàn: s s s s  s 2  8, 24.14,58 8, 24  14,58 2  7,17   s   1,5  2,5  Vậy điều kiện bền mỏi trục tiết diện d22 thỏa Tương tự ta tính hệ số an tồn tiết diện lại Tiết diện 2-1 2-2 398588,62 1,75 327272,58 398588,62 2-3 224686,12 398588,62 1,75 2-4 M Kết cấu trục II: T K  max K  max s s s 26,6 14,8 1,5 16,2 12,3 8,24 14,5 12,4 - 7,17 1,5 8,14 - 6,82 -  Bài tập lớn số 5: THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC Bài làm: I Thiết kế ổ lăn trục 1:  Số liệu:  Các phản lực tác dụng lên ổ lăn: RAX = 2162,48 N; RAY = 376,3 N; RBX = 527,25 N; RBY = 935 N  Số vòng quay n1 = 970 vịng/phút  Đường kính ngõng trục d1 = 30 mm  Thời gian làm việc hệ thống (5 năm, năm làm việc 300 ngày, ngày làm việc ca, ca làm việc giờ): Lh = 4.300.2.8 = 19200( giờ)  Tuổi thọ ổ: L = L 60.n.Lh 60.970.19200   1117, 44 106 106 triệu vòng  Điều kiện làm việc: V = 1(vòng quay); K  K t   Tính tốn lực: - Lực hướng tâm tác động lên ổ A: FrA  RA  RAx  RAy  2162, 482  376,32  2193, 45 N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B: FrB  RB  RBx  RBy  527, 252  9352  1073, 46 N - Lực dọc trục ( hướng vào ổ B): Fa1 = 1155,3 N Fa1 1155,3   1, 08  0, F 1073, 46 - Lập tỷ số: rB  Ta chọn ổ bi đỡ chặn - Giả sử ta chọn ổ loại 46X06 ( có d1 = 30 mm) có α = 26o , e = 0,68 ; lắp theo kiểu chữ “O” Lực dọc trục phụ : FSA  e.FrA  0, 68.2193, 45  1491,55 N FSB  e.FrB  0, 68.1073, 46  729,95 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ A: F aA →  FSB  Fa1  729,95  1155,3  425,35 N  FSA  1491,55 N Chọn lại F aA F aA  Lập tỷ số V FrA nên X = 1; Y =  FSA  1491,55 N 1491,55  0, 68  e 1.2193, 24 Tải trọng tương đương ổ A: QA   X V FrA  Y  FaA  K K t   1.1.2193, 45  0.1491,55  1.1  2193, 45 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ B: F aB  FSA  Fa1  1491,55  1155,3  2646,85 N  FSB F aB  2646,85  2, 47  e 1.1073, 46 V FrB Lập tỷ số nên X = 0,41; Y = 0,87 Tải trọng tương đương ổ B: QB   X V FrB  Y  FaB  K K t   0, 41.1.1073, 46  0,87.2646,85  1.1  2742,88 N  Do QB > QA nên ta tính cho ổ B - Do ổ bi nên ta có m = - Do tải trọng thay đổi nên:  Q L  L QBE  i i i   30   36    QB 13    0, 73     66     66   0,8625.QB  0,8625.2742,88  2365, 76 N  2,366 kN - Hệ số khả tải động: Ctt  QBE L  2,366 1117, 44  24,55 kN - Chọn ổ 46306 có : d (mm) 30 D (mm) 72 B (mm) 19 C (kN) 25,6 C0 (kN) 18,7 - Kiểm tra khả tải tĩnh: Q0 B  X FrB  Y0  FaB  0,5.1073, 46  0,37.2646,85  1516, 06 N  1,516 kN Với X0 = 0,5; Y0 = 0,37 (tra bảng 11.6 trang 396 ứng với α = 260 ổ đỡ chặn) Q0 B  FrB  1073, 46 N  1, 073 kN Chọn Q0Bmax = 1,516 kN < C0 = 18,7 kN  Vậy ổ lăn chọn đủ độ bền tĩnh II Thiết kế ổ lăn trục 2:  Số liệu:  Các phản lực tác dụng lên ổ lăn: RAX = 1693,2 N; RAY = 9202,24 N; RBX = 1693,2 N; RBY = 2621,35 N  Số vòng quay n1 = 277,14 vòng/phút  Đường kính ngõng trục d2 = 50 mm  Thời gian làm việc hệ thống (5 năm, năm làm việc 300 ngày, ngày làm việc ca, ca làm việc giờ): Lh = 4.300.2.8 = 19200( giờ)  Tuổi thọ ổ: L 60.n.Lh 60.277,14 19200   319, 27 106 106 triệu vòng  Điều kiện làm việc: V = (vòng quay); K  K t   Tính tốn lực: - Lực hướng tâm tác động lên ổ A: FrA  RA  RAx  RAy  1693, 22  9202, 242  9356, 72 N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B: FrB  RB  RBx  RBy  1693, 22  2621,352  3120, 64 N - Lực dọc trục( hướng vào ổ A): Fa2 = 1155,3 N - Lập tỷ số: Fa1 1155,3   0,123  0,3 FrA 9356, 72  Ta chọn ổ bi đỡ dãy - Một số ổ bi đỡ dãy (có d2 = 50 mm) chọn sau: Ký hiệu C C0 110 16,5 13,4 210 27,5 20,2 310 48,5 36,3 410 68,5 53 - Tải trọng tương đương ổ A: Giả sử : X =1; Y = ta có: QA   XVFrA  Y  FaA  K K t   1.1.9356, 72  0.1155,3 1.1  9356, 72 N  9,356 kN - Tải trọng tương đương ổ B: QB  FrB  3120, 64 N  3,120 kN Do QA > QB nên tính cho ổ A - Tuổi thọ ổ L = 319,27 triệu vòng Ta giảm tuổi thọ lần ta được: L = 159,635 triệu vòng - Do ổ bi nên m = - Do tải trọng thay đổi nên  Q L  L QBE  i i i   30   36    QA3 13    0, 73     66     66   0,8625.QA  0,8625.9356, 72  8070,17 N  8, 07 kN - Hệ số khả tải động: Ctt  QBE L  8, 07 159, 635  43, 78 kN - Ta chọn ổ có ký hiệu 310 có C = 48,5; C0 = 36,3 - Kiểm tra lại : Với Fa2 1,1553   0, 0318 C0 36,3 e 0, 0318  0,028  0, 26  0, 22   0, 22  0, 225 0, 056  0, 028 F a2 Xét tỷ số nội suy theo theo bảng 11.3 ta có : V FrA  1,1553  0,123  e 1.935672 Suy X = 1; Y = → giả thiết - Kiểm tra khả tải tĩnh: Q0 A  X FrA  Y0  Fa2  0, 6.9,356  0,5.1,155  6,19 kN Với X0 = 0,6; Y0 = 0,5 (tra bảng 11.6 trang 396 ) Q0 A  FrA  9,356 kN Chọn Q0Bmax = 9,356 kN < C0 = 36,3 kN  Vậy ổ lăn chọn đủ độ bền tĩnh