Công suất động cơ được xác định theo công thức (7 – 99) [1 – 172]
N
dc
Trong đó:
(3–8)
K là hệ số dự trữ, lấy K = 1.1÷1.15. ta chọn K = 1.15
- hiệu suất bộ truyền động, với bộ truyền động bằng bánh răng vịng thì lấy = 0.85 ÷ 0.88 [1 - 172]: Chọn = 0.87
45
N dc = K N n + N ms = 1.15 562 = 743( kW ) 0.87 • Chọn động cơ: - Kí hiệu: Y2-4504-4
- Loại động cơ: 3 pha
- Công suất: 1000 HP = 750 kW
- Tốc độ: 1500 vịng/phút
- Điện áp: 6kV
3.4 Tính tốn thiết bị phụ trợ cho máy nghiền bi 3.4.1 Tính tốn và chọn hộp giảm tốc
Động cơ có tốc độ: ndc = 1500 (vịng/phút).
Thùng nghiền có tốc độ thích hợp: nth= 19.8 (vịng/phút).
Tỷ số truyền từ hộp giảm tốc đến cặp thùng quay của máy nghiền bi là:
u = n
t dc
Tải trọng của máy nghiền lớn nên dùng hộp giảm tốc có sự phân bố đều trên các ổ trục để tăng tuổi thọ sử dụng hộp giảm tốc, nên chọn hộp giảm tốc có cấp phân đơi, có ưu điểm sau:
- Tải trọng phân bố đều trên các ổ trục.
- Sử dụng hết khả năng của vật liệu chế tạo các bánh răng cấp chậm và cấp nhanh.
- Bánh răng phân bố đối xứng với ổ, sự tập trung tải trọng theo chiều dài răng ít. • Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động ut
ut = u n uh
Trong đó: un là tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc. uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Từ bảng 2.4 – Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ truyền của hộp giảm tốc truyền động bánh răng trụ 2 cấp là uh = 10
(3–9)
[4 – 21]. Chọn tỉ số
46 TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat
ĐỒ ÁN CHUYÊN NGÀNH
Vậy: un = u
t = 75.76
= 7.58
uh 10
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc: Trong đó: u1 là tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh;
u2 tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm.
u
Từ bảng 3.1 – Kết quả phân phối tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ [4 – 43] ta được: u1 = 3.83, u2 = 2.61
Tính tại un theo u1 và u2
=
u
n
• Xác định cơng suất, momen và số vịng quay trên các trục Ta có: cơng suất động cơ Pct = 1000 HP = 750 kW
- Đối với trục 1: P = P 1 ct ol n = ndc = 1 u n T1 = 9.55 10 6 - Đối với trục 2: P2 = P1 ol br = 712.8 0.990.97 = 684.5( kW ) n = 2
ĐỒ ÁN CHUYÊN NGÀNH T2 = 9.5510 6 P 2 = 9.55 10 6 684.5 = 43.6 106 (Nmm) n2 150.05 - Đối với trục 3: P = P 3 n = n 3 u T = 9.55 106 3 = 9.55 10 =317 10 (Nmm)
Trong đó: Pct – cơng suất cần thiết trên động cơ ud – tỷ số truyền của bộ truyền đai
ηd, ηol, ηbr – lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, một cập ổ lăn và bộ truyền bánh răng có được từ việc tra bảng 3.2 – Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ [4 – 19].
Bảng 3.1: Kết quả tính tốn cơng suất, momen, số vịng quay trên các trục.
Trục Động cơ 1 2 3
Thơng số
• Chọn vật liệu thiết kế: đối với bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp không yêu cầu đặc biệt về vật liệu chế tạo. Vì vậy chọn cùng một loại vật liệu để thiết kế, bánh răng được tơi bề mặt, thấm Cacbon vì máy có cơng suất và tải trọng rất lớn.
3.4.2 Tính tốn bánh răng dẫn động
ĐỒ ÁN CHUYÊN NGÀNH
Vậy tổng số thời gian làm việc là t = 110000 giờ. Tỉ số truyền bánh răng un = 7.58.
a) Chọn vật liệu làm bánh răng
Tra bảng 6.1 – Cơ tính của một số vật liệu làm bánh răng [4 – 92], ta có: • Vật liệu làm bánh lớn:
- Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa
- Độ rắn: HB = 170÷217. Ta chọn HB2 = 200 phôi rèn - Giới hạn bền: σb2 = 600 (N/mm2) - Giới hạn chảy: σch2 = 340 (N/mm2) • Vật liệu làm bánh nhỏ: - Nhãn hiệu thép: 25XTT thẩm cacbon - Độ rắn: HB = 580÷630. Ta chọn HB1 = 580 phơi rèn - Giới hạn bền: σb1 = 1150 (N/mm2) - Giới hạn chảy: σch1 = 950 (N/mm2) b) Tính tốn ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép được tính tốn theo công thức sau:
[ ] = (
H
[ ] = (
F
Lấy sơ bộ Z R ZV KxH =1 và YRYS KxF =1 Khi đó ta có: [ ] = H [ F ] = o (3 – 10) (3 – 11) 49
Trong đó:
•
với số chu kì cơ sở. Tra bảng 6.2 – Trị số của
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
o H lim và
➢ Đối với bánh chủ động: +
đó:
Ho lim = 23HRCm với HRCm là độ rắn mặt răng HRCm = 57÷63. Chọn HRCm = 58 khi
Ho lim1 = 23HRCm = 23 58 =1334( MPa) o F lim1 ➢ Đối với bánh bị động: + oH lim 2 o F lim 2 = 2 HB + 70 = 2 200 + 70 = 470( MPa) = 1.8 HB = 1.8 200 = 360( MPa)
• SH và SF hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn Tra bảng 6.2 [4 – 94] ta có:
➢ Đối với bánh chủ động: SH1 = 1.2 và SF1 = 1.55
➢ Đối với bánh bị động: SH2 = 1.1 và SF2 = 1.75
• KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
Do đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) nên KFC1 = KFC2 = 1
• KHL, KFL là hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian làm việc và chế độ tải trọng của bộ truyền.
K HL = mH N HO / NHE
K FL = mF N FO / NFE
➢ mH và mF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn Đối với bánh chủ động có HB > 350: mH1 = 6, mF1 = 9
Đối với bánh bị động có HB ≤ 350: mH2 = 6, mF2 = 6
➢ NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO =30HHB2.4
Với HHB là độ rắn Brinen. Nội suy từ bảng 6.3 – Quan hệ giữa độ rắn Rocoen và độ rắn Brinen [4 – 94], ta có: với HRC = 58 thì HHB = 579.8
Vậy đối với bánh chủ động Đối với bánh bị động
➢ NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
➢ NHE, NFE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
N
HE
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1 n là số vòng quay trong một phút
t∑ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét + Đối với bánh răng chủ động:
N = N
HE1
+ Đối với bánh răng bị động
N
HE 2
= N
Ta thấy:
+Đối với bánh chủ động: N HE 1 NHO1 nên KHL1 =1
51
+ Đối với bánh bị động: N HE 2
NFE2
Vậy ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tính cho 2 bánh răng như sau:
➢ Đối với bánh răng chủ động [ H 1 ] = [ F 1 ] = ➢ Đối với bánh răng bị động [ H 2 ] = [ ] = F 2
Vậy khi đó ta có đối với bánh răng trụ răng thẳng:
[ ] =
[
H
➢ Ứng suất cho phép khi quá tải + Đối với bánh chủ động: [ H 1 [ F 1 ] max + Đối với bánh bị động: [ H 2 [ F 2 ]max = 0.8 ch = 0.8340 = 272( MPa)
c) Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
• Khoảng cách trục aw Ta có cơng thức (6.15a) [4 – 96]:
52 TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat
Trong đó:
➢ Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 – Trị số của các hệ số Ka, Kd và ZM [4 – 96] ta có Ka = 49.5
➢ T1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm.
T1 đã được tính tốn tại mục tính tốn hộp giảm tốc, T1 = 316.4 106 ( Nmm)
➢ [ H ] là ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ H ➢ ➢ ➢ u là tỉ số truyền, u = 7.58
ba là hệ số tra bảng 6.6 [4 – 97] ta có: đối với vị trí bánh răng đối xứng thì có giá trị trong khoảng 0.3 đến 0.5. Chọn ba = 0.5
KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khăn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.7 – Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khăn KHB và KFB ta có: bd = 0.53 ba (u + 1) = 0.53 0.5 (2.52 + 1) = 0.93 nên từ bảng ta có KH =1.1 Vậy: = K (u + 1) a a w • • • Xác định modun ta có: m = (0.01 0.02) aw = 17.8 35.6 . Chọn m = 25 (mm) Bánh răng trụ là răng thẳng nên = 0
(răng)
53
Tổng số răng của bộ truyền: Xác định khoảng cách trục: Z aw = mZ2 t Z = 2 = 25 17 +129 =146 146 =1825( mm) 2 Sai số: =w − awta a 100% = 1825 −1787 100% 1825 = 2 % %5 (thỏa mãn) Vì vậy khơng cần tính tốn dịch chỉnh
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
H
Trong đó:
(6.33) [4 – 105] (3 – 13)
➢ ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [4 – 96] ta có ZM = 274 (MPa)1/3
➢ ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Do các kích thước khơng cần dịch chỉnh nên chọn ZH = 1.76
➢ Zɛ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ta có hệ số trùng khớp dọc được tính theo cơng thức:
= bw sin Vì vậy nên: Với là hệ / ( m ) = bw sin 0 / ( m ) = 0 Z= 4− 3 số trùng khớp ngang, có thể tính gần đúng bằng cơng thức: Vậy Z =
54
➢ dw1 là đường kính vịng lăn bánh nhỏ d w1 ➢ bw là chiều rộng vành răng b w Chọn ➢ KH là hệ số 0. 3 tải ta có trọng b = w khi tính về tiếp xúc K H = K H K H Với:
KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [4 -98] ta có: KH =1.1
KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Đối với bánh răng thẳng KH = 1
KH trị số cấp chính xác phụ thuộc vào vận tốc vịng: v = d w1n1 6000 = 425 19.8 7.58 6000 = 33. 4 (vòng/phút)
Tra bảng 6.13 và 6.14 [4 – 107] ta có:
Vậy KH = KH KH KH =1.1 1 1.06 =1.17
Vậy khi đó ta có:
= Z Z Z
H M H
e) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
55
F 1 = 2T1 K F Y Y YF 1 / (bw d w1m)[ F1 ]
F2 =F1YF2 / YF1[ F2] Trong đó:
(3 – 14) (3 – 15)
➢ T1 là momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm.
➢ M là modun pháp, mm.
➢ bw là chiều rộng vành răng, mm.
➢ dw1 là đường kính vịng lăn bánh chủ động, mm.
➢ Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y = 1 / = 1 / 1.67 = 0.599
➢ Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì chọn răng thẳng nên Y =1
➢ YF1 và YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Tra bảng 6.18 – Trị số của hệ số dạng răng YF [4 – 109] zv1 = 17 nên YF1 = 4.26
zv2 = 129 nên YF2 = 3.6
➢ KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
Với:
+ KF là hệ số tính về uốn.
kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
+ KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng KF =1
+ KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
với: KFv = 1 +vF bw dw1 với 2T 1K F K F v F
Tra bảng 6.15 – Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp [4 – 107]
F = 0.014
Tra bảng 6.16 – Trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng [4 – 107] go = 48
Khi đó v = g F F o Vậy K = 1 + 348.27 547.5 425 2 317 10 = 1.12 Suy ra: K F = K Vậy ta có: =2TK F 1 1 F = Y F 2 F 1 F 2 F 1
f) Kiểm nghiệm răng về quá tải Hệ số quá tải K qt = Tmax /
T = 2.5
Ứng suất tiếp xúc cực đại: H 1max= H kqt
Khi đó:
H 1max
=
H
Ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng:
F max1 = F 1 K qt [ F ]max = 243.07 2.2 = 534.75( MPa) [ F1 ]max
F max 2
Vậy các thông số kiểm nghiệm thỏa mãn cho nên bánh răng chọn đủ bền
Bảng 3.2 – Thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng
57
Thơng số Khoảng cách trục Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Giá trị b = b w1 w Góc nghiêng răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính vịng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng
= 0 d z d d f 3.4.3 Tính chọn ổ trượt a) Chọn vật liệu lót ổ.
Đồng thanh và được tráng lên nền ổ một lớp babit chì thiếc antimony COC 6-6 (88% chì, 6% thiếc, 6% antimon) nhằm nâng cao độ bền mỏi, giảm ma sát, giảm mịn, chống dính tốt.
b) Chọn các thơng số của ổ trượt • Tỉ
là tỉ số giữa chiều dài lót ổ và đường kính ngõng trục Chọn l / d =
0.8 0.5 l / d 1
58 TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat
• Đường kính ngõng trục d = 0.3 m
• Hệ số ma sát nửa ướt = 0,01- 0,1 (chọn
• Tốc độ quay n = 19.8 (vịng/phút)
• Chọn khe hở tương đối:
= 0,01) = 0.8 10−3 v0.25 v = Vậy: = 0.8 10 Do đó độ hở S = d = 5.97 10
Tra bảng P4.1 và P4.2 [5 – 218,219] chọn lắp theo H8/e8 có sai lệch giới hạn của lỗ là +0.063 và 0; trục là -0.085 và -0.143.
Khi đó ta có: S min = 0.085( mm) và S max = 0.206( mm)
Vậy độ hở trung bình bằng: S = S min + Smax = 0.085 + 0.206 = 0.146( mm) 22
Do đó trị số độ hở tương đối là:= S = 0.146 = 4.87 10−4
d300
• Chọn loại dầu:
Nhiệt độ trung bình của dầu tra trong ổ trượt nằm trong khoảng từ 45÷75°C. Chọn nhiệt độ trung bình 50°C, tra bảng 12.2 – Độ nhớt động lực của một số loại dầu [4 – 229] ta chọn dầu cơng nghiệp 30 có độ nhớt động lực
khối lượng riêng = 0.8( g / cm
c) Tính kiểm nghiệm ổ trượt
• Tính kiểm nghiệm ổ về độ bền mịn và khả năng chống dính
Tra bảng 12.1 – Trị số của áp suất cho phép [p] và tích số [pv] [4 – 228] ta có: [ p ] = 15( MPa)
[ pv ] =15( MPa.m / s) Ta có:
- Áp suất trung bình p được
tính: p =
Với Fr là lực hướng tâm, ta có
Vậy: F
p =
ld
- Tích số của vận tốc trung bình với áp suất trung bình
pv = 5.84 0.311 = 1.82( MPa.m / s )[ pv]
• Tính kiểm nghiệm ổ về hệ số an toàn theo chiều dày màng dầu bơi trơn Ta có hệ số khả năng tải của ổ:
C
F
Tra bảng 12.3 – Quan hệ giữa hệ số khả năng tải CF và độ lệch tâm tương đối [4 – 230] với l/d = 0.8 và CF = 0.56, nội suy ta được = 0.46
Vậy chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn là:
hmin = 0.5 S (1 − ) = 0.5 0.146 (1 − 0.46) = 0.04( mm) Chọn độ nhám bề mặt ngõng trục Rz 1 =