Thiết Kế Hệ Thống Dân Động Băng Tải (Full Bản Vẽ)

XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH 10 PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG III.. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng 16 III... 3 Hệ số chiều rộng vành răng

I 3 TÍNH CÔNG SUẤT, MOMENT, SỐ VÒNG QUAY 9

II 2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH 10

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

III 1 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng 14

III 1 2 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 15

III 1 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng 16

III 1 3 2 Hệ số tập trung tải trọng 16

III 1 5 1 Môđun pháp 16III 1 5 2 Số răng các bánh răng 16III 1 6 Xác định kích thước bộ truyền 17III 1 7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền 17III 1 8 Lực tác dụng lên bộ truyền 18III 1 8 Lực tác dụng lên bộ truyền 18III 1 10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc 18

III 2 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng 20

III 2 2 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 20III 2 2 2 Ứng suất uốn cho phép 21III 2 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng 22 III 2 3 1 Chiều rộng vành răng 22

III 2 3 2 Hệ số tập trung tải trọng 23

III 2 6 Xác định kích thước bộ truyền 23III 2 7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền 24

III 2 10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc 24

III 3 KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU 26

IV 1 SƠ ĐỒ LỰC KHÔNG GIAN VÀ THIẾT KẾ SƠ BỘ 27

IV 1 3 Thiết kế sơ bộ đường kính trục theo mômen xoắn 29

IV 4 3 Lập biểu đồ moment và thiết kế sơ bộ trục 37

IV 5 CHỌN THEN VÀ KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC 39

IV 5 2 1 1 Tiết diện tại C1 40

IV 5 2 1 2 Tiết diện tại B1 40

IV 5 2 1 3 Tiết diện tại D1 41

IV 5 2 2 2 Tiết diện tại B2 42

IV 5 2 2 3 Tiết diện tại C2 43

IV 5 2 3 1 Tiết diện tại A3 44

IV 5 2 3 2 Tiết diện tại B3 45

IV 5 2 3 3 Tiết diện tại C3 45

IV 5 3 3 1 Tiết diện A3 48

IV 5 3 3 2 Tiết diện C3 49

49

V 1 TRỤC 1 49

V 1 3 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ 51

V 1 4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ 51

V 2 2 Kiểm nghiệm độ bền ổ 53

V 2 3 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ 54

V 2 4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ 54

V 3 3 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ 56

V 3 4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ: 56

VI 1 CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CUA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 57

VII 2 1 Chốt định vị 60

VII 2 3 Nút thông hơi 61

VIII 1 1 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 66

VIII 2 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 67

SỐ LIỆU THIẾT KẾ

Lực võng trên xích tải,F(N): 7500

Vận tốc băng tải, v(m/s): 1,2

Đường kính tang dẫn, D(mm 400

Thời gian phục vụ, L(năm): 7

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đạp nhẹ

( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

η : Hiệu suất ổ lăn.

- Vậy hiệu suất bộ truyền động:

.44T

0,7.T.45

TT1000

7500.1,2

tt

.tT

T.t

TT1000F.v

2 2

2 1

2

2 2 1

2 1

=+

- Công suất cần thiết trên động cơ:

- Như vậy cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 9,55 (kW)

- Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nu

84

,1

0027,88

445,25

I 3 TÍNH CÔNG SUẤT, MOMENT, SỐ VÒNG QUAY.

I 3 1 Công suất trên các trục

( )

max III

n 435,6

n = = =182,2 vòng / phút

u 2,391

I 3 3 Moment xoắn

Số vòng quay n (vg/ph) 1458 1458 435,6 182,2 57,3Moment T (N.mm) 72050,1 70973,2 228007,3 517859 1583333

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH HỞ

Thông số đầu vào: ux =3,179

(KW)

09,10

P=

(vòng/phút)

2,182

n1 =

II 1 CHỌN LOẠI XÍCH

- Vì tải trọng va đập nhẹ, vận tốc thấp nên ta dùng xích ống con lăn

II 2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH

- Theo bảng 5.4, với ux = 3,179 thì cọn số răng của đĩa xích nhỏ theo công thức

64,22179,3.229u29

ta chọn số răng là số lẻ vậy z1 = 23 (răng)

- Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức

12,73179,3.23u

x

P.K.K K

P =

K

- Trong đó:  Với z 23 k z z 25z 2523 1,09

1 1

01 z

 n1 =182,2 (vòng/phút), n01 = 200 (vòng/phút)

2,182

200n

nk

- Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm một lượng a:

II 3 TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN

Fk.F.E.k47,01

+

=σ

Trong đó:  z1 =23 theo bảng chọn kr =0,45

 2,1.10 (MPa)

EE

E.E.2

2 1

H

k.A

Fk.F.E.k47,

=σ

Trong đó: z2 =74 theo bảng chọn kr =0,22

2

5 H

Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.

Các thông số Đĩa xích 1 Đĩa xích 2

Số mắt xích X 130 mắt xíchChiều dài xích L Xích ong con lăn 3 dãy

Diện tích mặt tựa bản lề A 186,5 mm

Đường kính vòng chia d 197,5 mm 610,6 mmĐường kính vòng chia da 171,24 mm 583,24 mmĐường kính vòng chia df Đĩa xích 1 Đĩa xích 2

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

III 1 BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

III 1 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

- Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau thép C45 thường hóa Ta chọn như sau:

 Độ rắn bánh nhỏ là 250 HB

 Độ rắn bánh lớn là 235 HB

III 1 2 Ứng suất cho phép

III 1 2 1 Ứng suất ti ế p xúc cho phép

- Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

HE

N

K =

NTrong đó:  NHE - số chu kỳ làm việc tương đương

 NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở

 mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

- Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (3.10):

- So sánh với điều kiện (3.15): [ ]σH min £ σ £ 1,25 σ[ ]H [ ]H min

[ ]σH min = 441,82 £ σ = 321,21£ 1,25 σ[ ]H [ ]H min= 552,28 MPa( )

- Điều kiện trên không thỏa nên ta chọn:

[ ] [ ]σ = σH H min= 441,82 MPa( )

III 1 2 2 Ứng suất uốn cho phép

- Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (3.20):

FO 6 FL

- Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5: S =1,75F

- Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

( ) ( )

III 1 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

III 1 3 1 Chi ề u rộng vành răng

- Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 3.7:

bd w

ψ u +1 0,315 3,347 +1b

III 1 3 2 Hệ số tập trung tải trọng Kβ

- Dựa vào ψbdtra bảng 3.8 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng

- Theo tiêu chuẩn ta chọn: a =160 mm w ( )

III 1 5 Thông số ăn khớp

III 1 5 2 Số răng các bánh răng

- Đối với bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng

- Dựa theo bảng 3.10 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9.

III 1 8 Lực tác dụng lên bộ truyền

- Theo (3.48),lực vòng:

( )

1 t1 w1

F = F tanβ =1932,8.tan17,61 = 613,5 N

III 1 9 Hệ số tải trọng động

- Với vận tốc v = 5,60( )m

s và cấp chính xác 9 tra bảng 3.12 ta xác định được hệ số tải trọng động:

Hv Fv

K =1,12, K =1,57

III 1 10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (3.51):

1 H nh

M Hε H

1z

12,388,

2 1

1

1 H

2.70973,2 1,358 3,347 +1275.1,691.0,778

Z = 0,85v = 0,85.5,6 =1,01

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn,chọn Kl =1

- Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng, theo (3.63):

021,110

44,7305,110

d05,1

- Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

III 1 11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

- Ứng suất uốn cho phép theo (3.71):

[ ]

H

FC x R FL lim OF F

s

KYYY

σ

=σ

Suy ra: [ ] [ ]σF1 = σF1 Y Y Y K = 257,14.1.1,0375.1,014.1= 270,52 MPaR xδ FC ( )

[ ] [ ]σF2 = σF2 Y Y Y K = 241,71.1.1,0375.1,014.1= 254,28 MPaR xδ FC ( )

- Trong đó: Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66):

- Trong đó: Số răng tương đương:

61,17cos

28cos

94cos

2,1347,3

56,108

2,1347,3

- Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ ]F1 F1

- Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

- Ứng suất uốn được tính theo (3.65):

mb

K.F.Yw

F t F

F =σ

- Hệ số tải trọng tính:

α β

v

z

x9,27z

2,1347,3

III 2 1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

- Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau thép C45 thường hóa Ta chọn như sau:

 Độ rắn bánh nhỏ là 250 HB

 Độ rắn bánh lớn là 235 HB

III 2 2 Ứng suất cho phép

III 2 2 1 Ứng suất ti ế p xúc cho phép

- Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

HE

N

K =

NTrong đó:  NHE - số chu kỳ làm việc tương đương

 NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở

 mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

- Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (3.10):

- Do NHE1> N ,NHO1 HE2> NHO2Þ KHL1= KHL2=1

- Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên

- So sánh với điều kiện (3.15): [ ]σH min ≤[ ]σH ≤1,25 σ[ ]H min

[ ] [ ]σ = σH H min = σ[ ]H 2 = 441,82 MPa( )

III 2 2 2 Ứng suất uốn cho phép

- Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (3.20):

- Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO được chọn phụ thuộc vào độ rắn

bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 3.5:

III 2 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

III 2 3 1 Chi ề u rộng vành răng

- Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 3.7:

bd w

ψ u +1 0,315 2,391+1b

III 2 3 2 Hệ số tập trung tải trọng Kβ

- Dựa vào ψbdtra bảng 3.8 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng

= 50 2,391+1 =184,56 mm

0,315.441,82 2,391

- Theo tiêu chuẩn ta chọn: a = 200 mm w ( )

III 2 5 Thông số ăn khớp

III 2 5 2 Số răng các bánh răng

- Số răng bánh dẫn được tính dựa vào (3.33)

- Số răng bánh bị dẫn: z = z u = 47.2,391=112,4 Chọn 4 3 ch z =113 răng 4

- Tỷ số truyền thực: 4

m 3

ω w3

ch w4 w1 ch

- Dựa theo bảng 3.10 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9

III 2 8 Lực tác dụng lên bộ truyền

- Theo (3.48),lực vòng:

Ft3

Fr3

( )

1 t3 w1

F = F tanα = 3881.tan20 =1412,6 N

III 2 9 Hệ số tải trọng động

- Với vận tốc v = 2,68( )m

s và cấp chính xác 9 tra bảng 3.12 ta xác định được hệ số tải trọng động:

K =1,07, K = 1,34

III 2 10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (3.51):

1 H ch

M Hε H

s

KKZZK

σ

=σ

- Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng, theo (3.63):

- Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

III 2 11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

- Ứng suất uốn cho phép theo (3.71):

[ ]

H

FC x R FL lim OF

KYYY

σ

=σ

- Trong đó:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC =1

khi quay 1 chiều

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR =1 khi phay và mài răng

 Hệ số kích thước: Yx = 1,05 – 0,005m = 1,05 – 0,005.2,5 = 1,0375.

- Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

014,15,2lg.172,0082,1mlg.172,0082,1

- Suy ra: [ ] [ ]σF3 = σF3 Y Y Y K = 257,14.1.1,0375.1,014.1= 270,52 MPaR xδ FC ( )

[ ] [ ]σF4 = σF4 Y Y Y K = 241,71.1.1,0375.1,014.1= 254,28 MPaR xδ FC ( )

- Trong đó:  Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66):

- Trong đó: Số răng tương đương:

σ 270,52

Y 3,751

[ ]F4 F4

σ 254,28

Y 3,587

- Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

- Ứng suất uốn được tính theo (3.65):

2 v

v

z

x9,27z

2,1347,3

v3 4

z = z = 47

F t F F

- Vậy độ bền uốn được thỏa

III 3 KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU

- Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất (điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả bánh răng).

- Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm.

- Ta có điều kiện:

287,5 2251,55 -10 > 115,78 > 95,83

Góc nghiêng răng 17,61o 0o

Số răng z1 = 28 z2 = 94 z3 = 47 z4 = 113Đường kính đỉnh da 78,44 (mm) 251,55 (mm) 123,5 (mm) 287,5 (mm)Đương kính chia d 73,44 (mm) 246,55 (mm) 117,5 (mm) 282,5 (mm)Đương kính v/đáy

df 49,815 mm 207,817 mm 111,25 (mm) 276,25 (mm)Đương kính v/lăn dw 73,44 (mm) 246,55 (mm) 117,51 (mm) 282,49Chiều rộng v/răng 50,4 (mm) 50,4 (mm) 63 (mm) 63 (mm)

PHẦN IV: TRỤC VÀ THEN

IV 1 SƠ ĐỒ LỰC KHÔNG GIAN VÀ THIẾT KẾ SƠ BỘ

IV 1 1 Sơ đồ lực không gian

Fkn

Fr2

Fa2F

t2

Fr1

kn

IV 1 2 Thiết kế sơ bộ hộp giảm tốc

IV 1 3 Thi ế t k ế sơ bộ đường kính trục theo mômen xoắn

- Chọn [ ]τ = 20 MPa( ) đối với trục vào và ra;

- Chọn [ ]τ =15 MPa( ) đối với trục trung gian

3 1

IV 2 1 Các giá trị lực và moment ban đầu.

- Lực và Moment tác dụng lên bánh răng:

=

r1

( )

5T 5.517859

15

≥τ

14989,1 N.mm

37524 N.mm

T70973,2 N.mm

My

102729,2 N.mm

33110 N.mm

- Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức

M = 0 0 0,75.70973,2+ + =61464,5 N.mm

- Đường kính các tiết diện theo (7.5), chọn sơ bộ[ ]σ =70 MPa( )

F 738,1N =

F 1932,8 N =

F =1419,3 N

B

FA2y

CA

FA2x

t2

F =1932,8ND

A2y

FA2x

FD2y

FD2x

T

228007,3 N.mm20541,9 N.mm

- Mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện

C3

A3FB3x

D3

FD3y

- Mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện

M = 0 0 0+ + =0 N.mm

- Đường kính các tiết diện theo (7.5), chọn sơ bộ[ ]σ =65 MPa( )

- Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 100mm

IV 5 CHỌN THEN VÀ KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC

IV 5 2 Kiểm nghiệm độ bền trục ( Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn)

 Giới hạn mỏi của vật liệu σ =−1 0,45.σ =b 0,45.785 353,3 MPa= ( )

σ aC1

σ mC1 σC1

mC1 C1

180

0,05.6,69ψ

0,81.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max C1 aC1 mC1

σ aB1

σ mB1 σB1

aB1

mB1 B1

180

0,05.4,89ψ

0,8.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max B1 aB1 mB1

σ aD1

σ mD1 σB1

aD1

mD1 D

180

0,05.12,25ψ

0,9.1,5

ε β

− τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max D1 aD1 mD1

σ aA2

σ mA 2 σA2

aA2

mA2 A2

180

0,05.0ψ

0,78.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max A 2 aA2 mA 2

σ aB2

σ mB2 σB2

Ứng suất tiếp

1 Β2

aB2

mB2 Β2

180

0,05.6,85ψ

0,77.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max B2 aB2 mB2

σ aC2

σ mC2 σC2

aB2

mB2 Β2

180

0,05.6,85ψ

0,77.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max C2 aC2 mC2

σ aA3

σ mA3 σA3

aA3

mA3 A3

180

0,05.18,99ψ

0,77.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max A3 aA3 mA3

σ aB3

σ mB3 σB3

- Trong đó: Moment cản uốn

B3 aB3 Max

aB3

mB3 B3

180

0,05.10,55ψ

0,76.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản uốn

Max B3 aB3 mB3

σ aC3

σ mC3 σC3

aC3

mC3 C3

180

0,05.8,39ψ

0,75.1,5

ε β

− τ

τ

τ τ

τ

++ τ

- Trong đó: Moment cản xoắn

Max C3 aC3 mC3

then căng then căng

2

45 2,43 2,41 2,42 1,84 1,62 1,61 81,55 15,74 15,45C

IV 5 3 Kiểm nghiệm then

- Theo bảng 7.13 ta có ứng suất dập cho phép: [σd ] = 100 MPa

- Ứng suất cắt cho phép: [ ]τc = 90Mpa

PHẦN V: Ổ LĂN

V 1 TRỤC 1

Số liệu đầu vào

Số vòng quay : n = 1458 vòng/phúthời gian làm việc : L = 336000 giờĐường kính ngõng trục : d = 30 (mm)

FA1x =772,4 N FC1x = 687,4 N FC1y = 625,4 N

V 1 2 Kiểm nghiệm độ bền ổ

a o

F 613,5

0,0338 e 0,35

C =18170 = ⇒ =

- Do số vòng quay n = 1458 vg/ph > 1vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động:

- Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ là:

Q Q= = XVF +YF K KσTtong đó: V = 1: do vòng trong quay

a rA

F 613,5

0,786 e 0,35

VF =1.780,6= > = ⇒ nên XA =0,45; YA =1,6a

K =1 vì nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100oC

- Tải trọng động quy ước tác dụng lên các ổ:

Vì QC >QA nên ta tính toán ổ theo thông số tại C

- Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay

C =24,062 KW < =C 25,6 KW nên ổ 46306 đảm bảo bền, chọn ổ này

V 1 3 Tính lại tuổi thọ thực sự của ổ

3 m

V 1 4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ:

- Số vòng quay giới hạn của ổ

pw 1 2 3 gh

pw

D n k k kn

D

 

 

=