Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Lời nói đầu Thiết kế phát triển hệ thống dẫn động vấn đề cốt lõi khí , ứng dụng rộng rãi thực tế , số là hệ thống dẫn động băng tải mà nhóm em thực hiện.Mặt khác, công nghiệp phát triển thiếu khí đại.Vì tầm quan trọng hệ thống dẫn động khí là lớn Hiểu biết ứng dụng thực tiễn yêu cầu cần thiết đối với người kĩ sư Để nắm vững lí thuyết chuẩn bị tốt việc trở thành người kĩ sư tương lai.Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động khí là môn học giúp sinh viên ngành kỹ thuật làm quen với kĩ thiết kế , tra cứu sử dụng tài liệu tốt hơn, vận dụng kiến thức học vào việc thiết kế hệ thống cụ thể Ngoài môn học giúp sinh viên ngành củng cố kiến thức môn học liên quan ,vận dụng khả sáng tạo làm việc theo nhóm Trong trình thực đồ án này , chúng em sự hướng dẫn tận tính thầy Ngô Thanh Minh Quốc thầy cô ngành Cơ Kỹ Thuật , khoa Khoa Học Ứng Dụng.Tuy nhiên trình thực chúng em không tránh khỏi thiếu sót , chúng em mong tiếp tục sự bảo ,góp ý thầy cô bạn Cuối cùng, chúng em xin chân thành cám ơn thầy cô giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc MỤC LỤC Lời nói đầu CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động : I Thông số đầu vào Công suất Chọn động cơ: Phân phối tỉ số truyền CHƯƠNG : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 10 Thiết kế truyền xích 10 A Chọn loại xích : 10 Xác định thông số xích truyền xích : 10 Xác định bước xích p , khoảng cách trục 10 Kiểm tra độ bền xích 11 Xác định đường kính an toàn đĩa xích 12 Lực tác dụng lên trục 13 Kết luận 13 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG 14 B Chọn vật liệu: 14 Phân phối tỉ số truyền : 14 Xác định ứng suất cho phép 14 TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 17 C Tính toán cấp nhanh truyền bánh trụ nghiêng 17 Tính toán cấp chậm truyền bánh trụ nghiêng 23 CHƯƠNG : THIẾT KẾ TRỤC , LỰA CHỌN THEN, Ổ LĂN 30 Tính toán trục : 30 I Chọn vật liệu 30 Xác định sơ đường kính trục 30 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 30 Tính xác trục vẽ kết cấu 33 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục : 45 II Chọn loại khớp nối 64 Nối trục vòng đàn hồi 64 Kiểm nghiệm điều kiện bền vòng đàn hồi chốt 64 III Chọn loại ổ lăn 65 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP 72 4.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc 72 4.2 Chọn bề mặt ghép nắp thân 72 4.3 Xác định kích thước hộp giảm tốc 72 4.4 Một số chi tiết khác 74 4.5 Chọn dầu cho hộp giảm tốc 75 KẾT LUẬN: 77 TÀI LIỆU THAM KHẢO 77 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động : Thông số đầu vào F(N) V(m/s) d(mm) L (năm) ` t1 (giây) t2 (giây) T1 8500 0.9 430 36 15 T2 (moment (moment xoắn) xoắn ) T 0,7T Công suất Công suất cần thiết động xác định theo công thức Pct  Pt  Pct công suất cần thiết động (kW) Pt công suất tính toán động (kW) Trong :  hiệu suất truyền động động + Với công suất tính toán động xác định theo công thức 2.1[1] Pi ( P ) t t Ti i Pt  P1 i   P1 (T ) t t i i T T ( )2 t1  ( ) t2 Fv T T  1000 t1  t2 Fv t1  0, 25.t2 8500.0,9 36  0, 2.15   7, 05(kW) 1000 t1  t2 1000 36  15 + Hiệu suất truyền động động :   nt1 ol4 br2 1x Dựa vào bảng 2.3[1] Ta xác định : - Hiệu suất nối trục nt - Hiệu suất ổ lăn 1 ol  0,99 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc - Hiệu suất bánh br - Hiệu suất truyền xích  x  0,96  0,95    1.0,994.0,962.0,95  0,841  Công suất cần thiết động điện : Pct  Pt 7,05   8,38(kW )  0,841 Chọn động cơ: + Xác định số vòng quay trục máy công tác nlv  6000 v 0,9  6000  40(v / p) d  430 + Điều kiện moment mở máy : Tmm Tk T T   k  1 T Tdn Tdn T Từ điều kiện  Pct  8,38(kW)   Tk T   dn Chọn động có số hiệu DK63-6 theo bảng phụ lục 1.2[1] với thông số kĩ thuật  Pn  10(kW)   Tk  1,    Tdn  ndc  960 (v / p) Phân phối tỉ số truyền + Tỉ số truyền chung hệ dẫn động uch  ndc 960   24  u1.u2 u x  u1.u2 u x  uhs u x nlv 40 Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc uhs  10  Tỷ số truyền cặp bánh cấp nhanh u1 theo công thức 3.18[ 2] u1  uhs2  ba1  (0, 01  0, 02)uhs  ba  0, 02.10  3, 77 1, Chọn u1 theo dãy tiêu chuẩn trang 99[ 1] => u1 =  Tỷ số truyền cặp bánh thứ ( cấp chậm ) u 10 u2  hs   2,5 u1  u1  102 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Chọn u2 =2,5  Tỷ số truyền xác hộp giảm tốc : uhs  u1.u2  2,5.4  10  Tỷ số truyền truyền xích ux  ndc 960   2.4 nlv u hs 40.10 Lập bảng đặc tính kĩ thuật: 9,55 106 10  99479,17 , ndc = 960  Trục động cơ: Pdc  10( KW ), T  960  Trục I PI  Pdc br ol kn  10  0,96  0,99 1  9,504     Số vòng quay  Momen xoắn nI  ndc  960 T1  9.55 106  PI  94545 nI Trục II PI  PI br ol  9,504  0.96  0.99  9.033( KW )  Số vòng quay  Momen xoắn Trục III nII  nI 960   240 u1 9.55 106  9,033  359438,125 240 PI  P1 br ol  9.033  0.96  0.99 1  8,585( KW )  Số vòng quay  Momen xoắn TII  nIII  TIII  n2 240   96(v / phut ) u2 2.5 9.55 106  PII 9.55 106  8,585   854028, 646( Nmm) nII 96 Trục IV PIV  PIII ol  x  8,585  0.95  0.99  8.074( KW )  Số vòng quay  Momen xoắn nIV  T1  nIII 96   40(v / phut ) u x 2, 9.55 106  PIII 9.55 106  8, 074   1927667,5( Nmm) nIV 40 Bảng đặt tính kỹ thuật: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Trục GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Động I II III IV 9,504 9,033 8,585 8,074 Thông số Công suất P (KW) 10 Tỷ số truyền u Số vòng quay v/p Moomen xoắn Nmm 960 99479,17 960 94545 2,5 240 2,4 96 40 359438,125 854028,646 1927667,5 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc CHƯƠNG : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY A Thiết kế truyền xích Chọn loại xích : Vì vận tốc nên ta chọn xích ống lăn dãy xích ống lăn có độ bền cao xích ống, chế tạo không phức tạp, giá thành thấp Xác định thông số xích truyền xích : Với ux =2,4 Chọn z1  29  2.2,  24, (răng )  Chọn số đĩa nhỏ z1 =25 ( ) (> zmin  19 )  z2  ux z1  2, 4.25  60 (răng )  Chọn số đĩa lớn z2  61 (răng) (< Zmax=120) Xác định bước xích p , khoảng cách trục Tinh toán điều kiện đảm bảo tiêu độ bền mỏi truyền xích Pt  P.k k z kn  [P] Với : Hệ số k z  z01 25 25   1 z1 z1 25 Hệ số số vòng quay kn  n01 n Chọn n01= 50 gần với n1=96  kn  n01 50   0,521 n1 96 k  k0 ka kdc kbt kd kc Với hệ số thành phần xác định theo bảng 5.6[1]  Đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang < 600 => k0 =1  Khoảng cách trục , chọn a=40p => ka =1  Vị trí trục điều chỉnh đĩa xích => k dc =1  Tải trọng va đập nhẹ => k d =1,2  Làm việc ca => kc =1,25  Làm việc môi trường có bụi , bôi trơn đạt yêu cầu loại => kbt  1,3 k  1.1.1.1, 2.1, 25.1,3  1,95  Pt  8,585.1.0,521.1,95  8, 722(kW ) Ta có Pt  [P]  10,5(kW ) 10 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc  Theo bảng 5.5[1] , ta chọn bước xích p = 38,1 (mm) ( thỏa điều kiện bảng 5.8 , p=38,1< pmax=50,8 ) Khoảng cách trục a = 40p  40.38,1  1524(mm) Xác định số mắt xích theo 5.12[1] x 2a z1  z2 ( z2  z1 ) p   p 4 a 61  25 (61  25)2 38,1  2.40    123,8 4 1524  Lấy số mắt xích chẵn xc  124 (mắt) Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.15[1]  z z   a*  0, 25 p  xx  0,5( z1  z2 )   xx  0,5( z2  z1 )             61  25      0, 25.38,1 124  0,5(25  61)  124  0,5.(61  25)           9,525.124  43  79,36  1527, 429 (mm) Để xích không chịu lực căng lớn , giảm a lượng A  0,003.a  4,6(mm)  Khoảng cách trục a  1527, 429  4,6  1522,829( mm) + Số lần va đập xích tính theo công thức 5.14[1] i z1.n1 25.96   1, 29  [I]  25 15.x 15.124 ( bảng 5.9[1]) Kiểm tra độ bền xích Kiểm tra hệ số an toàn Q s  [s] kd Ft  F0  Fv Với:  Q : tải trọng phá hủy , tra bảng 5.2[1]  Q  127000( N )  Kd : hệ số tải trọng động chế độ làm việc trung bình  kd  1,  Ft : lực vòng , xác định theo công thức P Ft  1000 v 11 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Wo 34   d343 16  GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc bt1 (d34  t1 )  603 18.7(60  7)    39440,55( Nmm) 2.d34 16 2.60   a 34   m34  T3 854028,646   10,8 2Wo34 2.39440,55 K d 32 , K d 32 , hệ số , xác định theo công thức 10.25; 10.26 [1]  K   K x  1      Ky K d 32 K d 32 Với :  K   K x  1      Ky K  2,07; K  1,96 xác định phần K x  1,1;K y  2,1 xác định phần   hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng tiết diện trục ảnh hưởng đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1] với đường kính trục d32 = 60 (mm) ta có  K d 34  K d 34   0,785 ,   0,745  K  2,07   K x  1   1,1  1      0,785   1,3   Ky 2,1  K  1,96   K x  1   1,1  1      0,745   1,3   Ky 2,1 Ta có : s 34   1 370,   K d 34  a34    m34 1,3.0  0,1.0 s 34   1 215   14,83 K d 34  a34    m34 1, 292.10,8  0,05.10,8  s34  s 34 s 34 s2 34  s234  .14,83 2  14,832     s 63 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Tại vị trí 34 trục đảm bảo độ bền mỏi Kết luận : Trục thỏa mãn yêu cầu độ bền mỏi II Chọn loại khớp nối Nối trục vòng đàn hồi Ưu điểm : cấu tạo đơn giản , dễ chế tạo, dễ thay , làm việc tin cậy Tại trục có moment xoắn T1 = 94545 (Nmm)= 94,545 (Nm) Tra bảng 16.10a [2] kích thước nối trục vòng đàn hồi theo moment xoắn Kích thước nối trục vòng đàn hồi (mm) T (Nm) 125 d D 25 125 50 dm L l 145 60 d1 Do Z nmax B B1 l1 45 90 4600 42 30 28 Tra bảng 16.10b [2] kích thước vòng đàn hồi theo moment xoắn Kích thước nối trục vòng đàn hồi T (Nm) d c l D2 l2 l3 l1 d1 63 14 M10 20 62 34 15 28 D3 l2 32 h 1,5 Kiểm nghiệm điều kiện bền vòng đàn hồi chốt Điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi 2.k T d    d Z D0 d c l3 Trong  d ứng suất dập cho phép vòng cao su  d   ( MPa) k : hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác , tra từ bảng 16.1[2] ứng với loại máy công tác là băng tải  k  1, Các kích thước lại tra từ bảng phần 2.k T 2.1, 2.125000   2,13( MPa)   d Z D0 d c l3 4.90.14.28  Vòng đàn hồi thỏa điều kiện bền dập   d  Điều kiện sức bền chốt: u  k T l0   u 0,1.d 3c D0 Z Trong :  u ứng suất cho phép chốt  u  60  80 ( MPa) k : hệ số chế độ làm việc , k=1,2 l0  l1  l2 15  34   41,5(mm) 2 64 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải  u  GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc k T l0 1, 2.125000.41,5   63( MPa)   u 0,1.d c D0 Z 0,1.143.90.4  Chốt thỏa điều kiện bền III Chọn loại ổ lăn Trục : a Chọn loại ổ lăn Các lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn Fr10  FrA  Fx210  Fy210  1826, 222  671, 422  1945, ( N ) Fr14  FrB  Fx214  Fy214  1128,312  474, 042  1223,8( N ) Vì Fr14  Fr10 nên cần kiểm tra tại vị trí 10 Trục có lực dọc trục hướng sang trái Fa  Fa1  753,32( N ) Fa1  0, 62  0,3 Fr14  Ta dùng ổ bi đỡ - chặn b Chọn ổ lăn Theo bảng 2.7 bảng phụ lục [1] với đường kính trục d12  d14  25(mm) ( tính phần trước ) Ta có ta chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp với số hiệu 46305 ( theo tiêu chuẩn GOST 831-75 ) Kí hiệu d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) C (kN ) C0 (kN ) r1 (mm) 46304 25 62 17 21,1 14,9 c Kiểm nghiệm khả tải động ổ Q  ( X V Fr  Y Fa )kt kd Trong Q : tải trọng động qui ước Kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3[1] với tải trọng va đập nhẹ => kđ =1,2 kt hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ kt  V hệ số kể đến vòng quay , V=1 ( vòng quay ) Ta có i.Fa 1.753,32   0, 051 => e=0,37 C0 14,9.103 Lực dọc trục lực hướng tâm tác dụng lên ổ gây FsA  eFrA  e.Fr10  0,37.1945,  720 ( N ) FsB  eFrB  e.Fr14  0,37.1223,8  452,81( N ) FA  FsB  Fa  452,81  753,32  300,51  FsA  FA  300,51( N ) 65 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc FB  FsA  Fa  720  753,32  1473,32  FsB  FB  1472,32 ( N ) FB 1473,32   1,  e V FrB 1.1223,,8 Ta có Tra từ bảng 11.4 ta có : - Hệ số tải trọng hướng tâm X=0,45 - Hệ số tải trọng dọc trục Y=1,46 Ta tính tải trọng động tác dụng lên ổ lăn B QB  ( X V FrB  Y FB )kt kd  (0, 45.1.1223,8  1.1472, 23)1.1,  2317, 39( N ) Tải trọng động tương đương tính theo công thức   Q L   Q L m QE  m i i B i Với : m m  Ti  Li    Tmax   Li m bậc đường cong mỏi thử độ lăn, đối với ổ bi m=3 Li tuổi thọ ổ bi tính triệu vòng quay chịu tải Li  60.n1.106.Lh   Q L   Q L m  QE  m i i B i  QE  2317,39 m  Ti  Li m    Tmax   Li 13.15 0,53.36   1681,97 ( N ) 51 51 Theo khả tải động ổ , ta có : Ctt  QE m L Với m =3 xác định phần L : tuổi thọ tương đương ổ tính triệu vòng quay, tính theo 11.13[1] L 60n1.Lh 106 Trong : Lh  KHE Lhop Với K HE hệ số chế độ tải trọng =0,25 Lhop tuổi thọ hộp giảm tốc = 43200 ( giờ )  Lh  K HE Lhop  0, 25.43200  10800 ( giờ ) L 60n1.Lh 60.960.10800   622,08 ( triệu vòng) 106 106 66 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc  Ctt  QE L  1681,97 622, 08  14358, 21( N ) Kết luận: Ctt  C nên ổ lăn trục đảm bảo khả tải động d Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Qt  X Fr  Y0 Fa Với : X hệ số tải trọng hướng tâm, Y0 hệ số tải trọng dọc trục , tra từ bảng 11.6 [1] Đối với ổ bi đỡ chặn với   120 ta có X  0,5 , Y0  0, 47 Fr lực hướng tâm = 1223,32 (N) Fa lực dọc trục = 753,32 (N)  Qt  X Fr  Y0 Fa  0,5.1223,8  0, 47.753,32  965,96( N ) Kết luận : Qt  C0 nên ổ lăn thỏa điều kiện tải tĩnh Trục 2: a Chọn loại ổ lăn Các lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn Fr 20  FrC  Fx220  Fy220  3933, 2912  851, 4952  4024, 4( N ) Fr 24  FrD  Fx224  Fy224  5049, 052  5049,952  5062, 61( N ) Vì FrD  FrC cần kiểm tra tại ổ lăn D Trục chịu tác dụng lực dọc trục Fa  753,32( N ) Fa  1698,88( N ) ngược chiều  Fa  Fa  Fa  945,56( N ) Fa 1698,88   0,34 FrD 5062, 61  Ta dùng loại ổ bi đỡ cỡ trung b Chọn ổ lăn Theo bảng 2.7 bảng phụ lục [1] với đường kính trục d 20  d 24  25(mm) ( tính phần trước ) Ta có ta chọn loại ổ bi đỡ dãy ( theo tiêu chuẩn GOST 8338-75 ) Kí hiệu d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) 305 25 62 17 Đường kính bi (mm) 11,51 C (kN ) C0 (kN ) 17,6 11,6 c Kiểm nghiệm khả tải động ổ Q  ( X V Fr  Y Fa )kt kd Trong Q : tải trọng động qui ước Kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3[1] với tải trọng va đập nhẹ => kđ =1,2 67 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc kt hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ kt  V hệ số kể đến vòng quay , V=1 ( vòng quay ) Ta có i.Fa 1.945,56   0, 08 => e=0,28 C0 11, 6.103 Lực dọc trục lực hướng tâm tác dụng lên ổ gây FsC  eFrC  e.Fr 20  0, 28.4024,  1126,83( N ) FsD  eFrD  e.Fr 24  0, 28.5062, 61 1417,53( N ) FC  FsD  Fa  1417,53  945,56  471,97  FsC  FC  1417,53 ( N ) FD  FsC  Fa  1126,83  945, 56  2072, 39  FsD  FD  2072, 39 ( N ) Ta có FD 2072,39   0,51  e V FrC 1.4024, Tra từ bảng 11.4 ta có : - Hệ số tải trọng hướng tâm X=0,56 - Hệ số tải trọng dọc trục Y=1 Ta tính tải trọng động tác dụng lên ổ lăn A QA  ( X V FrC  Y Fa )kt kd  (0,56.1.4024,4  1.945,56)1.1,2  3839,07( N ) Tải trọng động tương đương tính theo công thức   Q L   Q L QE  m i i i Với : m  Ti  Li m   A  Tmax   Li m m bậc đường cong mỏi thử độ lăn, đối với ổ bi m=3 Li tuổi thọ ổ bi tính triệu vòng quay chịu tải Li  60.n1.106.Lh   Q L   Q L m  QE  m i i i  QE  3839, 07 m  Ti  Li m   A  Tmax   Li 13.15 0,53.48   2661,86( N ) 63 63 Theo khả tải động ổ , ta có : Ctt  QE m L Với m =3 xác định phần 68 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc L : tuổi thọ tương đương ổ tính triệu vòng quay, tính theo 11.13[1] L 60n2 Lh 106 Trong : Lh  KHE Lhop Với K HE hệ số chế độ tải trọng =0,25 Lhop tuổi thọ hộp giảm tốc = 38400 ( giờ )  Lh  KHE Lhop  0,25.38400  9600 ( giờ ) L 60n2 Lh 60.240.9600   138 ( triệu vòng) 106 106  Ctt  QE L  2661,86 138  13755,57 ( N ) Kết luận: Ctt  C nên ổ lăn trục đảm bảo khả tải động d Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Qt  X Fr  Y0 Fa Với : X hệ số tải trọng hướng tâm, Y0 hệ số tải trọng dọc trục , tra từ bảng 11.6 [1] ta có X  0,5 , Y0  1,1 Fr lực hướng tâm = 5062,61 (N) Fa lực dọc trục = 945,56 (N)  Qt  X Fr  Y0 Fa  0,5.5062,61  1,1.945,56  3571,42( N ) Kết luận : Qt  C0 nên ổ lăn thỏa điều kiện tải tĩnh Trục : a Chọn loại ổ lăn Các lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn Fr 30  FrE  Fx230  Fy230  111,892  2156,882  2159, 78( N ) Fr 33  FrF  Fx233  Fy233  8707, 022  10098,362  13333, 76 ( N ) Vì Fr14  Fr10 nên cần kiểm tra tại vị trí 33 (D) Trục có lực dọc trục hướng sang phải Fa  Fa  1698,88( N ) Ta có Fa  0,13  0,3 Fr 33 69 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc  Ta dùng ổ bi đỡ dãy b Chọn ổ lăn Theo bảng 2.7 bảng phụ lục [1] với đường kính trục d30  d33  55(mm) ( tính phần trước ) ta chọn loại ổ bi đỡ dãy cỡ trung với số hiệu 311 ( theo tiêu chuẩn GOST 8338-75 ) Kí hiệu d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) Đường C (kN ) C0 (kN ) kính bi 311 55 120 29 20,64 56 42,6 c Kiểm nghiệm khả tải động ổ Q  ( X V Fr  Y Fa )kt kd Trong Q : tải trọng động qui ước Kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3[1] với tải trọng va đập nhẹ => kđ =1,2 kt hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ kt  V hệ số kể đến vòng quay , V=1 ( vòng quay ) Ta có i.Fa 1.1698,88   0, 04 => e=0,24 C0 42, 6.103 Lực dọc trục lực hướng tâm tác dụng lên ổ gây FsE  eFrE  e.Fr 30  0, 24.2159, 78  518,35( N ) FsF  eFrF  e.Fr 33  0, 24.13333, 76  3200 ( N ) FE  FsF  Fa  3200  1698,88  1501,12  FsE  FA  1501,12 ( N ) FF  FsE  Fa  518,35  1698,88  2217, 23  FsF  FF  3200 ( N ) Ta có FF 3200   0, 24  e V FrF 13333, 76 Tra từ bảng 11.4 ta có : - Hệ số tải trọng hướng tâm X=1 - Hệ số tải trọng dọc trục Y= Ta tính tải trọng động tác dụng lên ổ lăn B QF  ( X V FrF  Y FF )kt kd  (1.1.13333,76  0.3200)1.1,  16000( N ) Tải trọng động tương đương tính theo công thức   Q L   Q L m QE  m i i B i m  Ti  Li m    Tmax   Li 70 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Với : GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc m bậc đường cong mỏi thử độ lăn, đối với ổ bi m=3 Li tuổi thọ ổ bi tính triệu vòng quay chịu tải Li  60.n1.106.Lh   Q L   Q L m  QE  m i i i m  Ti  Li m  F   Tmax   Li 13.15 0, 73.36  QE  16000   11716,87 ( N ) 51 51 Theo khả tải động ổ , ta có : Ctt  QE m L Với m =3 xác định phần L : tuổi thọ tương đương ổ tính triệu vòng quay, tính theo 11.13[1] L 60n3 Lh 106 Trong : Lh  KHE Lhop Với K HE hệ số chế độ tải trọng =0,25 Lhop tuổi thọ hộp giảm tốc = 43200 ( giờ )  Lh  K HE Lhop  0, 25.43200  10800 ( giờ ) L 60n3 Lh 60.96.10800   62, ( triệu vòng) 106 106  Ctt  QE L  11716,87 62,  16492 ( N ) Kết luận: Ctt  C nên ổ lăn trục đảm bảo khả tải động d Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Qt  X Fr  Y0 Fa Với : X hệ số tải trọng hướng tâm, Y0 hệ số tải trọng dọc trục , tra từ bảng 11.6 [1] ta có X  0, , Y0  0,5 Fr lực hướng tâm = 13333,86 (N) Fa lực dọc trục = 1689,88 (N)  Qt  X Fr  Y0 Fa  0,6.13333,86  0,5.1689,88  8845, 26( N ) Kết luận : Qt  C0 nên ổ lăn thỏa điều kiện tải tĩnh 71 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP 4.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối cacs chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo chi tiết máy tránh bụi bẩn 4.2 Chọn bề mặt ghép nắp thân Vỏ hộp gồm phần phần vỏ nắp hộp, phần dưới vỏ thân hộp chọn bề mặt lắp ghép qua đường tâm trục nhờ việc lắp ghép chi tiết thuận tiện hơn, giảm trọn lượng và kích thước hộp giảm tốc 4.3 Xác định kích thước hộp giảm tốc Tên gọi Thông số   9mm  6mm Chiều dày thân hộp Chiều dày nắp hộp Chiều dày gân tăng cứng 1  0,9  0,9   8,1mm e = (0,8÷1)δ = mm Chiều cao gân tăng cứng h = 57mm Độ dốc Khoảng 20 Đường kính bulông D1 = 18 mm Đường kính bulông cạnh ổ trục I II (hình4.1) Đường kính bulông gắp bích nắp thân (hình 4.1) Đường kính bulông ghép thăm dầu(hình 4.1) D2 = 14 mm D3 = 12 mm D4 = S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = 24 Chiều dày bích thân hộp S4 = (0,9 ÷ 1) S3 = 22 Chiều dày bích nắp hộp K3 = K2 – (3÷5)mm = 40 Bề rộng bích nắp thân Chiều dày mặt đế hộp phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp S1 = (1,3÷1,5)d1 = 24mm K1 = 3d1 = 54mm 72 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Khe hở bánh và thành hộp ∆ ≥ (1÷1,2)δ = 10mm Khe hở bánh lớn với đáy hộp ∆1 ≥ (3÷5)δ = 36mm Khe hở mặt bên bánh với Số lượng bulong Z ∆≥ Z= 73 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc 4.4 Một số chi tiết khác 4.4.1 Cửa thăm: Kiểm tra, quan sát chi tiết máy hộp lắp ghép và để đổ hết dầu vào hộp giảm tốc nên cần làm cửa thăm đỉnh hộp, cửa thăm đậy nắp nắp lắp thêm nút thông theo bảng 18.5 có Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18.5 với thông số sau A 100 B 75 A1 150 B1 100 C 125 K 87 R 12 Vít M8*22 Số lượng Hình 4.1: Cửa thăm 4.4.2 Nút thông Khi làm việc, nhiệt độ hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên bên hộp, người ta dùng nút thông hơi.Dựa vào bảng 18-6, chọn nút thông với kí hiệu M27*2 với kích thước: 74 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc 4.4.3 Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa hộp dầu bị bẩn ,do cần phải thay mới Để tháo dầu cũ, đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc,lỗ bít kín nút tháo dầu.Từ bảng 18.7[2] ta chọn nút tháo dầu kí hiệu M20 với thông số kích thước sau 4.4.4 Kiểm tra mực dầu: Dùng que thăm dầu với kích thước sau 4.5 Chọn dầu cho hộp giảm tốc Bôi trơn ngâm dầu: 75 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Vì vận tốc nhỏ (0,8÷ 1,5𝑚/𝑠), lấy chiều sâu ngâm dầu 1/6 đường kính bánh lớn cấp nhanh => 𝐻 = ∗ 258 = 43 (𝑚𝑚) Khoảng cách mức dầu cao mức dầu thấp 10÷ 15 𝑚𝑚  Hmax= 53 mm Lượng dầu bôi trơn vào khoảng 0,4÷ 0,8 lít cho 1KW công suất tỉ số truyền Nên ta tích dầu cần dùng cho 10 KW công suất truyền là lít Với loại dầu bôi trơn là dầu ô tô, máy kéo AK-20 76 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc KẾT LUẬN: Bài báo cáo tính toán truyền tốc độ cho hệ thống dẫn đông băng tải , là truyền xích, hộp giảm tốc cặp bánh cấp nhanh , cặp bánh cấp chậm, trục gắn bánh răng, ổ lăn và vỏ hộp So với phương án bạn nhóm kết cho việc thiết kế hộp số chấp nhận (sai số kết không lớn) Tuy nhiên số hạn chế là chưa thiết kế đầy đủ hệ thống dẫn động băng tải , mới thiết kế phận truyền động Các thông số tính chưa kiểm chứng thông qua chế tạo TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động khí tập I ,nhà xuất Giáo dục 2007 [2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động khí tập II, nhà xuất Giáo dục 2007 [3] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, nhà xuất Đại học quốc gia Tp Hồ Chí Minh 2012 ` 77 .. .Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Lời nói đầu Thiết kế phát triển hệ thống dẫn động vấn đề cốt lõi khí , ứng dụng rộng rãi thực tế , số là hệ thống dẫn động. ..  279, 46(mm) 28 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc Hình 2.3 : Bánh nhỏ cấp chậm Hình 2.4: bánh lớn cấp chậm 29 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô... 96 40 359438,125 854028,646 1927667,5 Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc CHƯƠNG : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY A Thiết kế truyền xích Chọn loại xích : Vì vận