Tài liệu Tính toán bộ truyền ma sát

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN MA SÁT 1. Thành phần lực: a. Trọng lượng thùng P = m.g Trong đó: m = mt + mc + mvl mt : khối lượng vỏ thùng mc : khối lượng cánh đảo mvl : khối lượng vật liệu D 22−D12 1,2042−1,22 mt  πLρ  m1  π .2.7930  26,89146,67 kg 4 4      ρ = 7930 kg/m3: khối lượng riêng của inox 304 0,37 : khối lượng của lỗ thủng D2: đường kính ngoài cảu thùng D1: đường kính trong của thùng m1: khối lượng của thành phần phụ −3 mc= F c . d . ρ.8 .30,1795.2 . 10 .7930 .8 .368,3249 kg  Fc : bề mặt chứa vật liệu của cánh  d : độ dày của cánh ρ : khối lượng riêng của vật liệu  mvl = 500 kg P = (146,67+68,32+500).9,81=7014,05 N ð Thùng quay được bố trí bốn bánh lăn chia đều ở hai đầu thùng nên trọng lượng mỗi bên là P/2 Chọn bánh dẫn có đường kính là D1 = 200 mm Tỷ số truyền bộ truyền ma sát trụ ð u D2 1400  6,56 εD1 0,97.220 Với ε  0,97 là hệ số trượt Số vòng quay trục dẫn : n1 u . n2 6,56.7 45,92 vg/ph b. Lực nén trên đĩa ma sát F n P 7014,05 . cos 30°  .cos 30° 3037,17 N 2 2 c. Lực ma sát trên vùng tiếp xúc: F ms  f . F n 0,25.3037,17759,29 N Với f = 0.25 (bảng 9.3[4]) d. Kiểm tra độ bền tiếp xúc của bánh ma sát Vì quay với tốc độ chậm nên chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện không bôi trơn có ứng suất tiếp xúc cho phép  σ 500−600 H Mô đun đàn hồi tương đương: E 2 E1 E2  E  E  2,1.105 MPa E1  E 2 1 2 Ta có: F n kF t k 2 T 1  f fD1 Suy ra, mômen xoắn trên trục: T 1 F n . D1 . f 3037,17.220 .0,25  66817,74 Nmm 2k 2.1,25 Trong đó:  Ft : lực vòng có ích  k : hệ số an toàn tiếp xúc, chọn k = 1,25  f : hệ số ma sát giữa các đĩa ma sát Mpa ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức: σ H  0.836. Với :       √ KT 1 E u ± 1 fD 21 . b . u K = 1,25 hệ số an toàn tiếp xúc T1 = 66817,74 Nmm mômen xoắn f = 0,25 hệ số ma sát D1 = 220 mm, đường kính con lăn dẫn u = 6,56 tỷ số truyền b = ψbd.D1 = 0,5.220 = 110 mm, chiều rộng con lăn σ H  0,836 √ 5 1,25.66817,74.2,1 .1 0 6,56 1 103,02 MPa  σ H 2 0,25.22 0 .110.6,56 Vậy bánh ma sát thảo điều kiện bền 2. Chọn động cơ cho bánh ma sát a. Công suất trên trục: Ta có mômen xoắn trên trục: T 1 66817,74 Nmm Từ T 1 9,55.10 6 P 1 n1 Suy ra, P 1 T 1 n1 9,55.10 6  66817,74.52,48 0,37 kW 9,55.106 b. Công suất cần thiết của động cơ P ct  P1 η Trong đó: ηη 2ol η x 0,99 2 .0,950.91   ηol : hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηx : hiệu suất bộ truyền xích Khi đó, P ct  P 1 0,37  0,41 kW η 0,91 Vậy chọn động cơ có công suất ≥ 0,41 kW c. Chọn động cơ    Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: - Số vòng quay của thùng: 7 vg/ph - Tỷ số truyền: u ch u bms u x u h n dc nt Trong đó:  u ch : tỷ số truyền chung u bms : tỷ số truyền bánh ma sát  u x : tỷ số truyền của xích   uh: tỷ số truyền của hộp giảm tốc  ndc: số vòng quay của động cơ  nt: số vòng quay của thùng Bánh ma sát 6,56 u Xích 2 Hộp giảm tốc 15 Vậy u ch 6,56.2.15196,8 Suy ra số vòng quay của trục động cơ: n dc 131,2. nt 196,8.71377,6 vg  ph Từ công suất cần thiết của động cơ là P ct  0,41 kW và số vòng quay của trục động cơ n dc 1377,6 vg  ph . Ta chọn động cơ giảm tốc PL28-075015S3. Tên động cơ Công suất (kW) Vận tốc (vg/ph) Tỷ số truyền Điện áp Xuất xứ PL28-070515S3 0,75 1400 1/15 220/380V Đài Loan  Tính toán lại tỷ số truyền của bánh xích: Vì tỷ số truyền của hộp giảm tốc gắn với động cơ là không đổi. Tỷ số truyền của bánh ma sát phụ thuộc vào thiết kế ban đầu. Ta tính được tỷ số truyền của xích: ux  ndc 1400  2,03 nt u h ubms 7.15 .6,56  Mômen xoắn và công suất của trục: - Vận tốc trên các trục:  Trục động cơ: n1 93,33 vg  ph  Trục bánh ma sát: n bms  45,96 vg  ph - Công suất trên các trục:  Trục động cơ: P dc 0,75 kW  Trục bánh ma sát: P bms 0,71 kW - Mômen xoắn trên các trục:  Trục động cơ: 6 9,55.10 P dc 9,55.106 .0,75 T dc   76743,81 Nmm ndc 93,33  Trục bánh ma sát: 6 T bms   d. 9,55.10 P bms 9,55.1 06 .0,71  147530,46 Nmm nbms 45,96 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH  Chọn loại xích ống con lăn  Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức: z 1 29−2 u x 29−2.2,03 24,94 Chọn z 1 25 răng.  Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức: z 2  u x z 1 2,03.2550,75 Chọn z 2 50 răng Tỷ số truyền chính xác của bộ truyền xích: ux  z 2 50  2 z 1 25  Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức (5.22 [5]) K  K r K a K o K dc K b K lv 1.1.1,25 .1,25.1,5 .1,45 3,40 Trong đó: - Kr: hệ số tải trọng động - Ka: hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục - Ko: hệ số xét đến ảnh hường của cách bố trí bộ truyền - Kdc: hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích - Kb: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn - Klv: hệ số xét đến chế độ làm việc Hệ số K z  z 01  z 1 25  251 Hệ số K n n01  n1 200  93,332,14 Chọn xích một dãy, cho nên K x 1  Công suất tính toán P t : Theo (5.23 [5]), ta có: Pt KK z K n P 1 3,4.1.2,14 .0,75  5,46 kW Kx 1 Theo bảng 5.4[5] cột n 01 200 vg  ph ta chọn bước xích p c  25,4 mm  Theo bảng 5.2[5] số vòng quay tời hnạ tương ứng bước xích 25,4 mm là n th 800 vg  ph , nên điều kiện n  nth  Vận tốc trung bình v của xích: được thỏa Theo công thức (5.10[5]), ta có: v nz p c 93,33.25 .25,4 πdn   0,99 m s 60000 60000 60000 Lực vòng có ích: 1000 P 1000.0,75 F t   757,58 N v 0,99 pc  Tính toán kiểm nghiệm bước xích Theo công thức (5,26[5]), ta có p c ≥ 600 √ 3 Trong đó: P1 K 600 z 1 n 1 po K x    p  30 MPa 3 0,75.3,4 19,89 mm 25.93,33 .30 .1 theo bảng (5.3[5]) o p c  25,4 mm Do √ nên điều kiện được thỏa  Khoảng cách trục a min nhỏ nhất được giới hạn bởi khe hở giữa hai đĩa xích từ 30 ÷ 50 mm Theo công thức (5.5[5]), khi u x ≤ 3 thì: a min  d a1 d a2   30 ÷ 50 mm 2  Trong đó: d a 1 là đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn d a2 - là đường kính vòng đỉnh của đĩa xích bị dẫn Ta xác định d a 1 , d a 2 theo công thức (5.2[5]):     d a 1  p c 0,5  cotg π  z 1 d a 2  p c 0,5  cotg π  z 2     213,76 mm 25,4  0,5 cotg  π  50   416,42 mm   25,4 0,5  cotg  π  25 Suy ra, a min   213,76  416,42   30 ÷ 50 345,09 ÷ 365,09 2 Theo thiết kế, khoảng cách trục a 400 mm thỏa mãn điều kiện cho phép Số mắc xích được tính theo công thức (5.8[5]): X L 2 a z1  z2    p c pc 2  Chọn  z 2− z 1 2π  2 2.400 25 50   25,4 2 pc a  50−25 2π X 70  2 25,4 70,00 400 Chiều dài xích: L pc X 25,4.701778 mm  Số lần va đập xích trong 1 giây: i 25.93,33  2,16 ≤  i   20 15.72 Theo bảng (5.6[5]), với bước xích p c  25,4 mm ta chọn Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28[5]): s  i  20 Q 50000  64,91≥  s  7,6 ÷ 8,9 F 1  F v  F o 757,58  2,55 10,20 Trong đó: Q50 kN : tải trọng phá hủy cho phép của xích, bảng (5.1[5]) - Lực trên nhánh căng F 1 ≈ F t  757,58 N F v lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức (5.16[5]): 2 2 F v  q m v 2,6.0,9 9 2,55 N - F o lực căng ban đầu của xích xác định theo công thức (5.17[5]) F o  K f aq m g 1.0,4 .2,6.9,8110,20 N  Lực tác dụng lên trục: F r  K m F t 1.757,58 757,58 N  Đường kính đĩa xích: d1≈ pc z 1 25,4.25  202,13 mm π π d2≈ p c z 2 25,4.51   412,34 mm π π d a 1 d 1 0,7 pc 202,13  0,7.25,4219,91 mm d a 2 d 2 0,7 p c  412,34  0,7.25,4430,12 mm  THIẾT KẾ TRỤC A. Trục bánh dẫn ma sát 1. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có: - Độ rắn 200 HB - Giới hạn bền σ b 600 MPa - Giới hạn chảy σ ch 340 MPa - Ứng suất cho phép: σ F  60 MPa ,  τ    12 ÷ 30 MPa  2. Phân tích lực tác dụng lên trục: - Lực tác dụng lên bộ truyền xích: F x  K m F t 1.757,58757,58 N - Lực tác dụng lên bánh ma sát: F n P 7014,05 . cos 30°  .cos 30° 3037,17 N 2 2 F ms  f . F n 0,25.3037,17759,29 N F t f . F n 0,25.757,58  151,52 N k 1,25 3. Xác định đường kính sơ bộ của trục: d≥ √ 3 T bms  0,2  τ  √ 3 147530,46 39,47 0,2.12 Theo tiêu chuẩn ta chọn d D 40 mm tại vị trí lắp bánh xích. Đường kính tại ổ lăn là d A d C 45 mm 4. Vẽ biểu đồ monmen uốn và xoắn - Trong mặt phẳng thắng đứng zy, phương trình cân bằng mô men tại A: F n AB− RCy AC  F x AD 0 Suy ra: RCy  - F n AB F x AD 3037,17.147,5  757,58.355,15  2430,63 N AC 295 Phương trình cân bằng lực theo trục y: F n  F x −R Ay −RCy  0 Suy ra: R Ay 3037,17  757,58−2430,631364,12 N - Trong mặt phẳng nằm ngang zOx, phương trình cân bằng mômen tại A: F ms  − F t AB− RCx AC 0 Suy ra: RCx  - F ms   −F t AB  759,29−151,52 147,5  303,885 N AC 295 Phương trình cân bằng lực theo trục x: R Ax  F t− F ms  R Cx 0 Suy ra: R Ax  759,29−151,52−303,885303,89 N - Vẽ biểu đồ mômen: M XB 1364,12.147,5 201207,7 Nmm  M XC 1364,12.295−3037,17.147,5−45567,18 Nmm  M YB 303,89.147,544823,78 Nmm  5. Các biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí B - Mômen uốn tại B: M B  √ M XB  M YB  0,75T B  √ 201207,7  44823,78  0,75.147530,46 242523,48 Nmm 2 2 2 2 2 6. Tính toán chính xác lại đường kính trục trên các đoạn: 2 - Tại mặt cắt D: M D √ M XD  M YD  0,75 T D  √ 0,75.147530,4 6 127765,13 Nmm 2 Suy ra: dD≥ √ 3 2  √ MD  0,1 σ F  3 2 2 127765,13 27,72 0,1.60 Tại D có rãnh then nên đường kính tăng lên 10%: Ta chọn d D 40 mm - Tại mặt cắt A,C: Dựa theo đường kính tại mặt cắt D. Dựa theo đường kính ổ lăn tiêu - chuẩn. Ta chọn đương kính tại mặt cắt A,C là: d A d C 45 mm Tại mặt cắt B: M B  √ M 2XB  M 2YB  0,75T 2B  √ 201207,72  44823,782  0,75.147530,462 242523,48 Nm Suy ra: dB≥ √ 3 MB  0,1 σ F   √ 3 242523,48 34,32 0,1.60 Tại B có rãnh then nên đường kính tăng lên 10% Ta chọn d B 50 mm 7. Chọn then: Chọn vật liệu làm then là thép C45, ta có bảng thông số của then sau: Mặt cắt A B C D Đường kính (mm) 45 50 45 40 Loại then không Then bằng không Then bằng bxh t1 mm t2 mm Chiều dài mm 14x9 5,5 3,8 110 12x8 5,5 3,3 28 8. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: - Vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hóa có   σ −1  0,4 ÷ 0,5 σ b   240 ÷ 300 MPa   τ −1   0,22 ÷ 0,25 σ b   132 ÷ 150 MPa - Đối với trục truyền ta tính theo công thức: s sσ sτ √ s 2σ s 2τ Trong đó:  b  600 MPa, với  s  : hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5 , do đó ta có thể lấy bằng 1,5; khi  s  2,5 ÷ 3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng s σ , s τ - hế số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất  xoắn, xác định theo công thức: sσ  sτ  σ−1 K σ σa ψσσm εσ β τ −1 K τ τa ψ τ τ m ετ β Với :  σ −1 , τ−1 : là giới hạn mỏi của vật liệu   σ −1  0,4 ÷ 0,5 σ b   240 ÷ 300 MPa   τ −1   0,22 ÷ 0,25 σ b   240 ÷ 300 MPa σ b 650 MPa , giới hạn bền của vật liệu  σ a , σ m , τ a , τm  ψ σ , ψ τ : hệ số xét đến của ứng suất trung bình đến độ bền :biên độ và giá trị trung bình của ứng suất mỏi. Theo [5], ta tra được ψ σ 0,1,ψ τ 0,05  ε σ , ε τ : hệ số kích thước tra theo bảng 10.3[5] β : hệ số tăng bền bề mặt tra theo bảng 10.4[5]  K σ , K τ : hế số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng  đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.8[5]  Tại mặt cắt B  2 π 503 14.5,5  50−5,5 3 W − 11024,29 mm 32 2.50 σ a √ 201207,72  44823,782 11024,29 18,70 MPa σ m 0 MPa  2 π 503 14.5,5  50−5,5 3 W 0 −  23018,90 mm 16 2.50 τa τm 147530,46 3,20 MPa 2.23018,90 ψ σ 0,1 ; ψ τ  0,05 ε σ 0,84 ; ε τ 0,78 β 1,5 K σ 1,9 ; K τ 1,7 Suy ra: sσ  sτ  s 250 8,87 1,9.18,70  0,1.0 0,84.1,5 140 1,7.3,20  0,05.3,20 0,78.1,5 29,11 8,87.29,11 8,48≥  s  1,5 √ 8,872  29,11 2 Vì s ≥ 3 , nên ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng 9. Kiểm nghiệm theo độ bền tĩnh - Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị biến dạng đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện: σ td √ σ 2  3 τ 2 ≤ σ qt   Trong đó: σ : ứng suất uốn    - τ : ứng suất xoắn σ qt 0,8 σ ch  272 MPa : ứng suất cho phép khi quá tải   Tại mắt cắt B: σ td √ σ 2  3 τ 2 √ 18,7 2  3 .3,22 19,50 ≤ σ qt   Vậy điều kiện được thỏa. 10. Kiểm nghiệm then - Kiểm nghiệm bền dập và bền cắt của then trheo công thức: σ d τc 2T dl t h−t 1   ≤ σ    d 2T ≤ τc dl t b   Trong đó: σ d , τ c : ứng suất dập, ứng suất cắt tính toán Mpa   d : đường kính trục, mm T : mômen xoắn trên trục, Nmm  l t , b , h , t : các kích thước của then tra bảng 9.1 hoặc 9.2 [6], mm   σ 100 MPa  τ c   40 ÷ 60 MPa : ứng suất cắt cho phép với then bằng khi tải  - d  , ứng suất dập cho phép tra theo bảng 9.5[6] chịu va đập nhẹ Tại mặt cắt B: ứng suất dập tính toán: σ d 2.147530,46 21,46 ≤ σ d 50.110.  8−5,5    Điều kiện bền dập được thỏa ứng suất cắt tính toán: τc - 2.147530,46  3,83≤ τ c 50.110.14   Điều kiện bền cắt được thỏa Tại mặt cắt D: ứng suất dập tính toán: σ d 2.147530,46 92,21≤ σ d 40.32 .  8−5,5    Điều kiện bền dập được thỏa ứng suất cắt tính toán: τc 2.147530,46 19,21 ≤ τ c 40.32 .12   Điều kiện bền cắt được thỏa 11. CHỌN Ổ LĂN A. Trục bánh ma sát 1. Vì khi thùng nghiêng để đảm bảo khả năng dịch chuyển, ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn đỡ với đường kính vòng trong là 45 mm 2. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: F rA √ R AX  R AY  √ 303,89  1364,12 1397,56 N 2 2 2 2 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C: F rC √ RCX  RCY  √ 303,89  2430,63 2449,55 N 2 2 2 2 Vì RrC  F rA , nên ta tính toán chọn ổ cho A 3. Lựa chọn các hệ số: - K σ 1,2 : hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng đến tuổi thọ ổ, bảng 11.2[5] K t 1 - : hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ đến tuổi thọ V 1 : hệ số tính đến vòng nào quay 4. Do không có lực dọc trục nên X 1, Y 0 - 5. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay L 60 n L h 60.45,96.23040  63,54 106 106 Trong đó: n 45,96 vg/ph, số vòng quay của ổ L h3.320 .3 .823040 giờ 6. Tải trọng quy ước   QQ r  XVF t  YF a K σ K t    1.1.2449,55  0.0 1,2.1  2939,46 N 7. Khả năng tải động tính toán m 3 C t 2 Q √ L2939,36. 10√ 63,54 10213,32 N 8. Theo bảng P2.8[6], ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp 2009, với các thông số sau: Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm r,mm 2209 45 76 16 1,5 C, C0, KN KN 19,1 13,4 9. Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ:   m L 10  3   C Q  19100 2939,36 512,00 triệu vòng  10. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q X 0 F r  Y 0 F a 0,5.2449,551224,78 N Q F r  2449,55 N Trong đó: X 0 ,Y 0 : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, bảng 11.6[5] - Fr ,Fa : lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên ổ Ta thấy Q2449,55 N C 0 13400 N , do đó ổ được chọn thỏa điều kiện tải tĩnh B.