THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

Hệ thống dẫn động bao gồm: 1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 Nối trục đàn hồi; 3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp; 4 Bộ truyền xích ống con lăn; 5 Băng tải. Số liệu thiết kế: Lực vòng trên băng tải, F(N) = 2000(N) Vận tốc băng tải, v(ms) = 3, 3(ms) Đường kính tang dẫn, D(mm) = 400(mm) Thời gian phục vụ, L = 6 năm Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ). Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0, 85T;t1 = 58s; t2 = 14s

1 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY MƠN NGUN LÍ - CHI TIẾT MÁY BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đại - MSSV: 19146146 ĐỀ TÀI Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phương án số: Hình 1: Sơ đồ hệ thống Hệ thống dẫn động bao gồm: - Động điện pha không đồng bộ; - Nối trục đàn hồi; - Hộp giảm tốc bánh trụ nghiêng cấp; - Bộ truyền xích ống lăn; - Băng tải Số liệu thiết kế: Lực vòng băng tải, F (N ) = 2000(N ) Vận tốc băng tải, v(m/s) = 3, 3(m/s) Đường kính tang dẫn, D(mm) = 400(mm) Thời gian phục vụ, L = năm Quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) Chế độ tải: T1 = T ; T2 = 0, 85T ;t1 = 58s; t2 = 14s Bài tập - Phần 1: Chọn động điện phân phối tỉ số truyền Chọn động điện Xác định công suất động cơ: Vì động làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi nên ta chọn động dựa công suất đẳng trị Công suất động phải lớn công suất cần thiết: Pdc ≥ Pct Với: Pct = P × Ktd ηch n i=1 Ktd = Ti Tmax n i=1 ti × ti Ta tính được: Ktd = T1 T1 × t1 + T2 T1 × t2 = t1 + t2 12 × 58 + 0, 852 × 14 = 0, 973 58 + 14 Công suất trục công tác: P = 2000 × 3, F ×v = = 6, 6(kW ) 1000 1000 Hiệu suất chung hệ: ηch = ηol × ηol × ηbr × ηk × ηx Dựa vào bảng 2.11 chọn: • ηol = 0, 99 Hiệu suất ổ lăn Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy cơng dụng chung, trang 18 • ηx = 0, 93 Hiệu suất truyền xích • ηbr = 0, 96 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh trụ thẳng cấp • ηk = Hiệu suất khớp nói trục đàn hồi Ta thu ηch : ηch = 0, 99 × 0, 99 × 0, 96 × × 0, 93 = 0, 875 Công suất cần thiết hệ: Pct = 6, × 0, 973 = 7, 34(kW ) 0, 875 (1) Số vòng quay sơ động Số vịng quay cơng tác: nct = 60000 × v 60000 × 3, = = 157, 56(v/p) ≈ 160(v/p) π×D π × 400 Tỉ số truyền chung hệ: uch = uhgt × un Theo bảng 2.22 chọn tỉ số truyền: • Hộp giảm tốc cấp - Chọn uhgt = • Bộ truyền xích - Chọn ux = • Khớp nối trục đàn hồi - Chọn uk = uch = ubr × ux × uk = × × = Số vịng quay sơ động cơ: nsb = nct × uch = 160 × = 1280(v/p) (2) Từ (1) (2), theo Phụ lục I3 chọn động có thơng số sau: Kiểu động 4A112M4Y3 Công suất, (kW ) 7,5 Vận tốc quay, (v/p) 1455 cos ϕ 0,86 η% 87,5 Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung hệ: uch = ndc 1455 = = 9, 09 nct 160 Phân phối tỉ số truyền: uch = ubr × ux × uk Theo bảng 2.2 chọn tỉ số truyền: • Hộp giảm tốc cấp - Chọn uhgt = • Khớp nối trục đàn hồi - Chọn uk = • Vậy tỉ số truyền truyền xích - ux = uch 9, 09 = = 2, 27 ≈ 2, ubr × uk 4×1 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy cơng dụng chung,trang 19 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 492 Tmax /Tdn 2,2 Tk /Tdn 2,0 Bảng đặc tính Cơng suất trục: PII = 6, Pct = = 7, 17(kW ) ηx × ηol 0, 93 × 0, 99 PI = PII 7, 17 = = 7, 54(kW ) ηbr × ηol 0, 96 × 0, 99 Cơng suất làm việc trục I lớn công suất động chọn, thỏa mãn sai số ≤ 5% Vì giữ lại động chọn Bảng thông số kỹ thuật: Trục Thơng số Tỉ số truyền Số vịng quay, v/p Công suất, kW Moment xoắn, N mm Động 1455 7,5 49226,8 I II Công tác 364 7,17 188114,0 2,3 158 6,6 217594,9 1455 7,54 49489,3 Bài tập - Phần 2: Thiết kế truyền xích ống lăn Các thơng số tính, đề cho: • Cơng suất bánh xích dẫn: P = 7, 17(kW ) • Tỉ số truyền: ux = 2, • Số vịng quay đĩa dẫn: n1 = 364(v/p) • Moment xoắn: T = 188114, 0(N mm) • Yêu cầu làm việc: Làm việc hai ca, tải va đập nhẹ Tính tốn Chọn số xích đĩa xích dẫn: z1 = 29 − × ux = 29 − × 2, = 24, ⇒ Chọn 25 Chọn số xích đĩa xích lớn: z2 = z1 × ux = 25 × 2, = 57, ⇒ Chọn 58 Tỉ số truyền thực tế: ux = 58 z2 = = 2, 32 z1 25 Sai số tương đối tỉ số truyền: ∆= 2, 32 − 2, ux − ux = = 0, 86% ux 2, Hệ số điều kiện sử dụng xích: K = Kr KaK0KdcKbKlv Trong chọn: • Kr = 1, (Chịu va đập nhẹ) • Ka = (Ảnh hưởng khoảng cách trục, chọn a = 40) • K0 = (Hệ số ảnh hưởng đến vị trí truyền) • Kdc = (Hệ số ảnh hưởng đến việc điều lực căng xích) • Kb = 1, (Bơi trơn định kỳ) • Klv = 1, 12 (Làm việc ca) ⇒ K = 1, × × × × 1, × 1, 12 = 2, 016 Cơng suất tính tốn Pt : Pt = K × K z × K n × P1 ≤ [P ] Kx Trong chọn: • Hệ số đĩa xích: Kz = • Hệ số vịng quay4 : Kn = z01 25 = = z1 25 400 n01 = = 1, n1 364 • Bộ xích truyền dãy : Kx = Pt = 2, 016 × × 1, × 7, 17 = 15, 9(kW ) Dựa vào bảng 6.4, tra theo cột n01 = 400(v/p) Ta chọn pt ≤ [P ] = 19(kW ) Bước xích pc = 25, 4(mm) Đường kính chốt dc = 7, 95(mm) Chiều dài ống b = 22, 61(mm) Vận tốc trung bình xích: v= 25 × 364 × 25, z1 × n1 × pc = = 3, 85(m/s) 60000 60000 Lực vịng có ích bánh xích: Ft = 1000 × P1 1000 × 7, 17 = = 1862, 34(N ) v 3, 85 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung,bảng 6.4, trang 147 Kiểm nghiệm bước xích theo cơng thức (6.13)5 : pc ≥ 600 P1 × K 7, 17 × 2, 016 = 600 = 23, 63(mm) z1 × n1 × [p0 ] × Kx 25 × 364 × 26 × Vậy bước xích truyền thỏa mãn yêu cầu Khoảng cách trục sơ a = 40 × pc = 40 × 25, = 1016(mm) Tính chọn số mắt xích: (z2 − z1 )2 × pc 2×a + 0, 5(z1 + z2 ) + pc × π2 × a × 1016 (58 − 25)2 × 25, X= + 0, 5(25 + 58) + = 122, 19 25, 4 × π × 1016 X= Chọn X = 124 mắt xích Xác định lại khoảng cách trục:  a = 0, 25 × pc X − z1 + z2 + X− z1 + z2  25 + 58 a = 0, 25 × 25, 124 − + 25 + 58 124 − 2 −8  z2 − z1  2π  58 − 25  = 1039, 19(mm) 2π −8 Để tránh xích khơng chịu lực căng q lớn, ta cần giảm bớt lượng: ∆a = (0, 002 ÷ 0, 004)a = 2, 078 ÷ 4, 156 Chọn a = 1036(mm) Số lần va đập lề xích giây: i= z1 × n1 25 × 364 = = 4, 89 15 × X 15 × 124 Theo bảng 6.76 , ta có số lần va đập i < [i] = 20 (ứng với bước xích 25, 4(mm)) Kiểm nghiệm truyền xích Kiểm nghiệm độ bền Hệ số an toàn: S= Q ≥ [S] (Kr × Ft + F0 + Fv ) Trong đó: • Q - Tra theo bảng 6.17 , tải trọng phá hỏng Q = 50(kN ) Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 150 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 150 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 144 • Kr - Hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ, chọn Kr = 1, • F0 - Lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: - F0 = 9, 81 × Kf × q × a = 9, 81 × × 2, 57 × 1, 036 = 156, 71(N ) - Kf = 6, truyền nằm ngang - q = 2, 57kg, khối lượng 1m xớch ã Fv = q ì v = 2, 57 × 3, 852 = 38, 09(N ) - Lực căng dây lực li tâm sinh S= 50000 = 20, 58 > 10, = [S] (1, × 1862, 34 + 156, 71 + 38, 09) Hệ số an toàn cho phép [S] tra từ bảng 6.88 Vậy truyền xích đủ bền Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm tra độ bền tiếp xúc theo công thức: σH1 = 0, 47 kr (Ft Kd + Fvd )E Akd Trong đó: • kr - Hệ số ảnh hưởng đến số đĩa xích, z1 = 25,kr = 0.36 • Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1, • kd - Hệ số phân bố không tải trọng dãy, kd = (Xích dãy) • Fvd - Lực va đập xích, Fvd = 13.10−7 n1 p3c = 13.10−7 364.25, 43 = 7, 754(N ) • A - Diện tích chiếu lề ứng với bước xích 25, 4(mm), xích dãy, A = 180(mm2 ) • E - Module đàn hồi, E = σH1 = 0, 47 2E1 E2 = 2, × 105 (M P a) E1 + E2 0.36(1862, 34 × 1, + 7, 754)2, × 105 = 456, 14(M P a) 180 × Theo bảng 6.109 , ta chọn vật liệu chế tạo đĩa xích Thép C45 tơi cải thiện Độ cứng HB170, đạt độ cứng [σH ] = 500(M P a) Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 151 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 152 Lực tác dụng lên trục Theo công thức thực nghiệm: Fr = kx × Ft = 1, 15 × 1862, 34 = 2141, 69(N ) Với kx = 1, 15 truyền xích đặt nằm ngang Thơng số truyền xích Thơng số Bước xích Số đĩa xích Đường kính vịng chia Đường kính vịng đỉnh Đường kính vịng đáy Đường kính vành đĩa Đường kính lăn / đường kính chốt Bán kính đáy Kí hiệu pc z d da df dv d1 /dc r Cơng thức tính đĩa xích Bánh dẫn Bánh bị dẫn 25, 4(mm) 25 58 202, 65(mm) 469, 16(mm) 213, 76(mm) 481, 18(mm) 186, 59(mm) 453, 1(mm) 172, 11(mm) 439, 52(mm) d1 = 15, 88(mm) dc = 7, 95(mm) 8, 03(mm) Bài tập - Thiết kế truyền bánh trụ Các thơng số ban đầu: • Cơng suất truyền: P1 = 7, 54(kW ) • Moment xoắn cực đại: T1 = 49489, 3(N mm) • Số vịng quay trục dẫn: n1 = 1455(v/p) • Sơ vịng quay trục bị dẫn: n2 = 364(v/p) • Tỉ số truyền: u = • Yêu cầu làm việc: Thời gian phục vụ L = năm, năm làm việc 300 ngày, làm việc ca, ca làm việc • Tổng thời gian làm việc: Lh = × 300 × × = 28800 Bộ truyền nhanh Vật liệu nhiệt luyện bánh Ta chọn loại vật liệu hai cấp bánh (thép C45 cải thiện) chọn sau: • Độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250HB • Độ rắn bánh lớn HB2 = 235HB Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH ] [σH ] = σ0Hlim 10 0, 9KHL sH 26 Kiểm nghiệm độ bền trục Hệ số an toàn trục xác định theo công thức: s= sσ sτ s2σ + s2τ Giá trị sσ , sτ xác định theo công thức: sσ = sτ = σ−1 K σ σa + ψσ σ m εσ β τ−1 Kτ τa + ψτ τm ετ β Trong đó, giới hạn mỏi vật liệu thử nghiệm với mẫu thử theo 7.1019 : σ−1 = (0, ữ 0, 5)b = 0, 45 ì 785 = 353, 25(M P a) τ−1 = (0, 22 ÷ 0, 25)σb = 0, 23 × 785 = 180, 55(M P a) Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: σa = σmax = M ; σm = W với W moment cản uốn Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động trục quay chiều: τa = τm = T τmax = 2W0 với W0 moment cản xoắn Moment cản uốn moment cản xoắn tiết diện trục I: Tiết diện Đường kính b × h t W W0 A1 , C1 20 800 1600 B1 24 × 4,0 1090,5 2447,67 D1 18 × 3,5 449,9 1022,46 19 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 163 27 Biên độ giá trị trung bình ứng suất trục I: Tiết diện σa , MPa σm , MPA τa = τm , MPa B1 71,96 10,11 C1 63,10 15,47 D1 95,26 24,20 28 Kết tính tốn tiết diện trục I Hệ số ψσ , ψτ xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình đến độ bền mỏi phụ thuộc vào tính vật liệu, tra theo bảng 7.420 : ψσ = 0, 10; ψτ = 0, 05 Hệ số kích thước εσ , ετ tra theo bảng 7.5: εσ = 0, 91(mm); ετ = 0, 89(mm) Hệ số Kσ , Kτ xét đến ảnh hưởng tập trung ứng suất đến độ bền mỏi, tra theo bảng 7.7: Kσ = 2, 03; Kτ = 1, 87 Theo bảng 7.6, hệ số bền bề mặt ứng với kiểu tăng bền thấm cacbon: β = 1, Thông số d, mm B1 C1 D1 24 20 18 Tỉ số Kσ /εσ Rãnh then Lắp chặt 2,23 2,41 2,23 2,41 2,23 2,41 Tỉ số Kτ /ετ Rãnh then Lắp chặt 2,10 1,73 2,10 1,73 2,10 1,73 Kσ εσ β 1,48 1,48 1,48 Kτ ετ β 1,40 1,40 1,40 sσ sτ s 3,30 3,76 2,50 13,50 8,83 5,64 3,20 3,45 2,29 Kết luận: Theo bảng ta thấy tiết diện trục I thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn Phác thảo trục I: 62,2 62,2 97 φ18 φ20 φ24 φ20 30 45 24 15 10 50,4 61,8 Hình 6: Phác thảo trục I 20 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 164 82 29 Thiết kế trục II Chọn kích thước trục: Chọn sơ Bol = 24(mm), Bx = 50(mm) ta có: l = 124, 4(mm) Bol Bx 24 50 f2 = + + 25 = + + 25 = 62(mm) 2 2 62(mm) 62, 2(mm) 62, 2(mm) Hình 7: Kích thước trục II Biểu đồ moment Lực tác dụng lên bánh răng: Ft2 = 1546, 54(N ), Fa2 = 340, 88(N ), Fr2 = 576, 41(N ) Lực tác dụng lên trục bánh xích: Frx = 2141, 69(N )21 Moment xoắn: T2 = 188114, 0(N mm) Dựa vào biểu đồ(hình 8) nội lực tính Moment uốn tổng hợp tiết diện theo công thức: M = Mx2 + My2 MA = MD = MB = MC = 132784, 782 + 02 = 132784, 78(N mm) 106134, 972 + 48097, 402 = 116524, 64(N mm) Moment tương đương xác định theo công thức: Mtd = 21 Lực tác dụng lên trục, trang M + 0, 75T 30 62(mm) 62, 2(mm) 62, 2(mm) Fa2 = 340, 88N Ft2 = 1546, 54N A Fr2 = 576, 41N B C D XD = 773, 27N YB = 3271, 63N Frx = 2141, 69(N ) YD = 1706, 35N XB = 773, 27N A B C 62502,33 D Mx 106134,97 132784,78 A B C D My 48097,40 188114,0 A C B D T Hình 8: Biểu đồ moment trục II MtdA = 0, 75 × 1881142 = 162911, 50(N mm), MtdB = 132784, 782 + 0, 75 × 1881142 = 210171, 26(N mm), MtdC = 116524, 642 + 0, 75 × 1881142 = 200295, 16(N mm), MtdD = Đường kính tiết diện xác định theo công thức, chọn sơ [σ] = 70M P a: d≥ Mtd 0, 1[σ] 31 dD ≥ 0; dB ≥ dC ≥ 3 210171, 26 = 31, 08(mm), 0, × 70 200295, 16 = 30, 59(mm); dA ≥ 0, × 70 162911, 50 = 28, 55(mm) 0, × 70 Theo tiêu chuẩn kết cấu ta chọn: dA = 30(mm); dB = 35(mm); dC = 36(mm); dD = 35(mm) Tính tốn chọn then bằng: Chọn vật liệu: Chọn vật liệu then trục I Chọn then vị trí lắp bánh Vị trí lắp bánh có d = 36(mm) Dự theo bảng 7.1222 ta chọn: b = 10(mm), h = 8(mm), t = 5, 0(mm), t1 = 3, 3(mm), l = 45(mm) Chiều dài làm việc then đầu tròn: l1 = l − b = 45 − 10 = 35(mm) Kiểm tra ứng suất cắt: τc = × T2 × 188114 = = 29, 86(M P a) < [τc ] = 60(M P a) d × l1 × b 36 × 35 × 10 Kiểm tra ứng suất dập: σd = × T2 × 188114 = = 99, 5(M P a) < [σd ] = 100(M P a) d × l1 × (h − t) 36 × 35 × (8 − 5) Kết luận: Then đảm bảo độ bền Chọn then vị trí lắp đĩa xích Chọn then hai đầu Tại vị trí lắp đĩa xích có d = 30(mm) Dự theo bảng 7.12 ta chọn: b = 10(mm), h = 8(mm), t = 5, 0(mm), t1 = 3, 3(mm), l = 45(mm) 22 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 170 32 Chiều dài làm việc then đầu tròn: l1 = l = 45(mm) Kiểm tra ứng suất cắt: × T2 × 188114 τc = = = 27, 87(M P a) < [τc ] = 60(M P a) d × l1 × b 30 × 45 × 10 Kiểm tra ứng suất dập: × T2 × 188114 σd = = = 92, 89(M P a) < [σd ] = 100(M P a) d × l1 × (h − t) 30 × 45 × (8 − 5) Kết luận: Then đảm bảo độ bền Kiểm nghiệm độ bền trục Hệ số an tồn trục xác định theo cơng thức: sσ sτ s= s2σ + s2τ Giá trị sσ , sτ xác định theo công thức: σ−1 sσ = K σ σa + ψσ σ m εσ β τ−1 sτ = Kτ τa + ψτ τm ετ β Trong đó, giới hạn mỏi vật liệu thử nghiệm với mẫu thử theo 7.1023 : σ−1 = (0, ữ 0, 5)b = 0, 45 ì 785 = 353, 25(M P a) τ−1 = (0, 22 ÷ 0, 25)σb = 0, 23 × 785 = 180, 55(M P a) Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: M σa = σmax = ; σm = W với W moment cản uốn Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động trục quay chiều: τmax T τa = τm = = 2W0 với W0 moment cản xoắn 23 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 163 33 Moment cản uốn moment cản xoắn tiết diện trục II: Tiết diện Đường kính b × h t W W0 B2 , D2 35 4287,5 8575 C2 36 10 × 5,0 3913,08 8493,52 A2 30 10 × 5,0 2129,89 4780,60 Biên độ giá trị trung bình ứng suất trục II: Tiết diện σa , MPa σm , MPa τa = τm , MPa B2 49,02 10,97 C2 51,19 11,07 A2 76,49 19,67 Kết tính tốn tiết diện trục II Hệ số ψσ , ψτ xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình đến độ bền mỏi phụ thuộc vào tính vật liệu, tra theo bảng 7.424 : ψσ = 0, 10; ψτ = 0, 05 Hệ số kích thước εσ , ετ tra theo bảng 7.5: εσ = 0, 88(mm); ετ = 0, 81(mm) Hệ số Kσ , Kτ xét đến ảnh hưởng tập trung ứng suất đến độ bền mỏi, tra theo bảng 7.7: Kσ = 2, 03; Kτ = 1, 87 Theo bảng 7.6, hệ số bền bề mặt ứng với kiểu tăng bền thấm cacbon: β = 1, Thông số d, mm B2 C2 A2 35 36 30 Tỉ số Kσ /εσ Rãnh then Lắp chặt 2,31 2,41 2,31 2,41 2,31 2,41 Tỉ số Kτ /ετ Rãnh then Lắp chặt 2,31 1,73 2,31 1,73 2,31 1,73 Kσ εσ β 1,54 1,54 1,54 Kτ ετ β 1,61 1,61 1,61 sσ sτ s 4,30 4,49 3,00 9,49 10,26 5,78 3,92 4,11 2,66 Kết luận: Theo bảng ta thấy tiết diện trục II thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn 24 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 164 34 Phác thảo trục II: 50 Hình 9: Phác thảo trục II 50,2 φ35 φ36 φ35 10 70 62,2 62,2 φ30 62 15 10 24 Bài tập - Thiết kế hai cặp ổ lăn hợp giảm tốc Thiết kế cặp ổ lăn trục I Các thông số đề cho, số liệu tính • Phản lực liên kết tác dụng lên ổ lăn: YA1 = 375, 9(N ) XA1 = 987, 66(N ) YC1 = 200, 51(N ) XC1 = 283, 94(N ) • Số vịng quay n1 = 1455(v/p) • Đường kính ngõng trục: d1 = 20(mm) = 0, 02(m) • Thời gian làm việc hệ thống: năm, năm làm việc 300 ngày, làm việc ca, ca làm việc Lh = × 300 × × = 28800(h) • Tuổi thọ ổ lăn: L = 60 × n × Lh 60 × 1455 × 28800 = = 2514, 24 triệu vịng 106 106 Tính tốn lực tác dụng lên ổ lăn Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn A1: FrA = +Y2 = XA1 A1 987, 662 + 375, 92 = 1056, 77(N ) Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn C1: FrC = +Y2 = XC1 C1 283, 942 + 200, 512 = 347, 60(N ) 35 36 Lực dọc trục: Fa1 = 340, 88(N )25 Lập tỉ số: 340, 88 Fa1 = = 0, 98 > 0, FC 347, 60 Kết luận: Chọn ổ bi đỡ chặn Chọn sơ ổ lăn 46304 cỡ trung hẹp, theo phụ lục ổ lăn P2.1226 , có d = 20(mm), α = 26o , e = 0,68, lắp theo kiểu chữ "O": Lực dọc trục, ổ bi đỡ chặn S2 = e × FrA = 0, 68 × 1056, 77 = 718, 60(N ) S1 = e × FrC = 0, 68 × 347, 60 = 236, 368(N ) Thấy S1 = 236, 368 < S2 = 718, 60 S2 − S1 > Fa nên theo bảng 8.127 , ta có: FaC = S2 − Fa = 718, 60 − 340, 88 = 377, 72(N ) FaA = S2 = 718, 60(N ) Do số vòng quay n = 1455(v/p) > 1(v/p) nên ta chọn ổ theo khả tải động: Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ theo công thức: Q = Qr = (XV Fr + Y Fa )Kσ Kt đó: V = 1, vòng quay Xét tỉ số: FaA 718, 60 = = 0, 68 = e V × FrA × 1056, 77 tra bảng 8.228 , ta XA = 1, YA = Xét tỉ số: 377, 72 FaC = = 1, 09 > e V × FrC × 347, 60 tra bảng 8.2, ta XC = 0, 41, YC = 0, 87 25 Thông số truyền bánh trụ nghiêng, trang 20 Trịnh Chất, Sách tính tốn hệ dẫn động khí, tập 1, trang 264 27 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 192 28 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 194 26 37 Tải trọng động tác dụng lên ổ: Tra theo bảng 8.429 • Kσ = 1, • Kt = nhiệt độ làm việc nhỏ 100o C Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ: QA = QrA = (XA × V × FrA + YA × FaA ) × Kσ × Kt QA = (1 × × 1056, 77 + × 718, 60) × 1, × = 1268, 124(N ) QC = QrC = (XC × V × FrC + YC × FaC ) × Kσ × Kt QC = (0, 41 × × 347, 60 + 0, 87 × 377, 72) × 1, × = 565, 36(N ) Vì QA > QC nên ta tính tốn ổ theo thơng số A Do ổ bi nên ta có m = Do tải trọng thay đổi nên: QE = (Q3i Li ) = 1268, 124 × Li 13 × 58 + 0, 73 × 14 = 1211, 64(N ) 72 Tuổi thọ ổ L = 2514,24 triệu vòng, ta giảm tuổi thọ lần ta được: L = 1257,12 triệu vịng Khả tải động tính tốn ổ: √ m Ctt = QE × L = 1211, 64 × 1257, 12 = 13076, 73(N ) = 13, 076(kN ) Vậy chọn ổ 46304 hợp lí: Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b = T (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) C0 (kN) 46304 20 52 15 2,0 1,0 14,0 9.17 Kiểm tra khả tải tĩnh: Q0A = X0 FrA + Y0 FaA = 0, × 1056, 77 + 0, 37 × 718, 60 = 794, 267(N ) đó: X0 = 0, Y0 = 0, 37 (tra theo bảng 8.830 ) Q0A = FrA = 1056, 77(N ), ta chọn Q0Amax = 1056, 77(N ) < C0 Kết luận: Ổ lăn 46304 chọn thỏa đủ độ bền tĩnh 29 30 Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, trang 195 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 198 38 Thiết kế cặp ổ lăn trục II Các thơng số đề cho, số liệu tính • Phản lực liên kết tác dụng lên ổ lăn: YB2 = 3271, 63(N ) XB2 = 773, 27(N ) YD2 = 1706, 35(N ) XD2 = 773, 27(N ) • Số vịng quay n1 = 364(v/p) • Đường kính ngõng trục: d1 = 35(mm) = 0, 035(m) • Thời gian làm việc hệ thống: năm, năm làm việc 300 ngày, làm việc ca, ca làm việc Lh = × 300 × ì = 28800(h) ã Tui th ln: L = 60 × n × Lh 60 × 364 × 28800 = = 628, 992 triệu vòng 106 106 Tính tốn lực tác dụng lên ổ lăn Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn B2: FrB = +Y2 = XB2 B2 773, 272 + 3271, 632 = 3361, 77(N ) Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn D2: FrD = +Y2 = XD2 D2 773, 272 + 1706, 352 = 1873, 39(N ) Lực dọc trục: Fa1 = 340, 88(N )31 Lập tỉ số: Fa1 340, 88 = = 0, 18 < 0, FD 1873, 39 Kết luận: Chọn ổ bi đỡ dãy Chọn sơ ổ lăn 307 cỡ trung, theo phụ lục ổ lăn, có d = 35(mm): 31 Thơng số truyền bánh trụ nghiêng, trang 20 39 Tải động tương đương ổ B: Giả sử: X = Y = ta có: QB = (X × V × FrB + Y × FaB ) × Kσ × Kt QB = (1 × × 3361, 77 + × 340, 88) × 1, × = 4034, 124(N ) Tải trọng tương đương ổ D: QD = FrD = 1873, 39(N ) Vì QB > QD nên tính cho ổ B Do ổ bi nên ta có m = Do tải trọng thay đổi nên: QE = (Q3i Li ) = 4034, 124 × Li 13 × 58 + 0, 73 × 14 = 3854, 45(N ) 72 Tuổi thọ ổ L = 628,992 triệu vòng Khả tải động tính tốn ổ: √ m Ctt = QE × L = 3854, 45 × 628, 992 = 33025, 10(N ) = 33, 025(kN ) Vậy chọn ổ 307 chưa hợp lí Ctt > C chọn lại ổ 407 có thơng số sau: Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b = T (mm) r (mm) C (kN) C0 (kN) 407 35 100 25 2,5 43,6 31,9 Kiểm tra khả tải tĩnh: Q0B = X0 FrB + Y0 FaB = 0, × 3361, 77 + 0, × 340, 88 = 2187, 502(N ) đó: X0 = 0, Y0 = 0, (tra theo bảng 8.832 ) Q0A = FrA = 1056, 77(N ), ta chọn Q0Amax = 2187, 502(N ) < C0 Kết luận: Ổ lăn 407 chọn thỏa đủ độ bền tĩnh 32 Trần Thiên Phúc, Thiết kế máy công dụng chung, trang 198 Tài liệu tham khảo [1] Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, Nhà xuất Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh (2011) [2] Trịnh Chất Lê Văn Uyển, Tính tốn hệ dẫn động khí, tập Một,Tái lần thứ 6, Nhà xuất Giáo dục (2006) 40