intTypePromotion=3

Thiết kế hệ thống dẫn thùng trộn

Chia sẻ: Mạnh Nguyễn | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:0

0
497
lượt xem
172
download

Thiết kế hệ thống dẫn thùng trộn

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tham khảo tài liệu 'thiết kế hệ thống dẫn thùng trộn', kỹ thuật - công nghệ, cơ khí - chế tạo máy phục vụ nhu cầu học tập, nghiên cứu và làm việc hiệu quả

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Thiết kế hệ thống dẫn thùng trộn

  1. TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH KHOA: KHOA HỌC ỨNG DỤNG NGÀNH: CƠ KỸ THUẬT ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ KỸ THUẬT Giáo viên hướng dẫn : TS. Vũ Công Hòa Sinh viên thực hiện : Lê Phi Hổ MSSV : K0304100 Thành phố HỒ CHÍ MINH Tháng 12 năm 2006
  2. TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH KHOA: KHOA HỌC ỨNG DỤNG NGÀNH: CƠ KỸ THUẬT ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ KỸ THUẬT Giáo viên hướng dẫn : TS. Vũ Công Hòa Sinh viên thực hiện : Lê Phi Hổ MSSV : K0304100 Lớp : KU03BCKT Thành phố HỒ CHÍ MINH Tháng 12 năm 2006
  3. LỜI NÓI ĐẦU Hệ thống thùng trộn được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn học Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp em nắm rõ những kiến thức đã học và học thêm được rất nhiều về phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế. Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế, chưa thực sự tối ưu trong việc tính toán các chi tiết máy, chưa mang tính kinh tế và công nghệ cao vì giới hạn về kiến thức của người thực hiện. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Bộ môn Cơ Kỹ Thuật đã cho em cơ hội được học môn học này. Xin chân thành cảm ơn các bạn trong nhóm đã cùng thảo luận và trao đổi những thông tin hết sức quí giá. Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Ts.VŨ CÔNG HÒA đã tận tình hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành công việc thiết kế này. Sinh viên Lê Phi Hổ
  4. TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HỒ CHÍ MINH KHOA KHOA HỌC ỨNG DỤNG BỘ MÔN CƠ KỸ THUẬT Phòng 106 B4, 268 Lý Thường Kiệt, Quận 10, Tp. HCM Tel: (84-8-) 8 660 586 Fax: (84-8-)8 651 211 ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ KỸ THUẬT Sinh viên thực hiện : Lê Phi Hổ MSSV: K0304100 Ngành đào tạo : Cơ Kỹ Thuật Giáo viên hướng dẫn : TS. Vũ Công Hòa Thời gian thực hiện : Từ 11/09/2006 đến 11/12/2006 Đề số 5: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn Phương án số: 3 1 2 T 3 T1 T2 4 t 5 t1 t2 Hình 1: Sơ đồ hệ thống dẫn động Hình 2: Sơ đồ tải
  5. Hệ thống dẫn động thùng trộn (Hình 1) bao gồm: 1: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ. 2: Bộ truyền đai thang. 3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh. 4: Nối trục vòng đàn hồi. 5: Thùng trộn. Số liệu thiết kế: : 3,5 Công suất trên trục thùng trộn, P ( kW ) : 45 Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v / p ) Thời gian phục vụ, L (năm) :8 Quay 1 chiều làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ : Một năm làm việc 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ. : (T ,34) ; (0, 7T , 30) Chế độ tải Nội dung: 1. Tìm hiểu hệ thống dẫn động thùng trộn. 2. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động. 3. Tính toán thiết kế các chi tiết máy. - Tính toán các bộ truyền hở. - Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc. - Vẽ sơ đồ lực tác động lên các bộ truyền và tính các lực. - Tính toán thiết kế trục và then. - Chọn ổ lăn và nối trục. - Chọn thân máy bulông và các chi tiết phụ khác. 4. Chọn dầu bôi trơn và bảng dung sai lắp ghép. Yêu cầu: 1. 01 bài thuyết minh. 2. 01 bản vẽ lắp A0 và một bản vẽ chi tiết. Tiến độ thực hiện: Tuần Nội dung thực hiện 1 Nhận đề bài, nội dung ĐAMH 2 Tìm hiểu hệ thống dẫn động thùng trộn Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động 3–6 Tính toán thiết kế các chi tiết máy 7–8 Vẽ phác thảo và hoàn thành kết cấu trên bản vẽ 9 – 12 Vẽ hoàn thiện bản vẽ lắp hộp giảm tốc 13 – 14 Vẽ 01 bản vẽ chi tiết, hoàn thành tài liệu thiết kế (thuyết minh và bản vẽ) Giáo viên hướng dẫn duyệt và ký tên. 15 Bảo vệ.
  6. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần I Phần I TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN 1. Khái niệm: Hệ thống thùng trộn là một hệ thống chuyên dùng để trộn, đảo các nguyên vật liệu với nhau theo yêu cầu kỹ thuật và nhu cầu của con người, nhằm tạo ra các hỗn hợp nguyên vật liệu cần thiết. Ngày nay, hệ thống thùng trộn được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực, đặt biệt là trong các ngành công nghiệp xây dựng, hóa thực phẩm ….. 2. Kết cấu hệ thống thùng trộn: Hệ thống thùng có rất nhiều loại và đa dạng tuỳ theo mục đích sử dụng sẽ có hệ thống tương ứng, thích hợp. Nhìn chung, hệ thống được hình thành từ 3 thành phần cơ bản sau: - Động cơ: là nguồn phát động cho hệ thống. - Hộp giảm tốc: chuyển công suất từ động cơ sang thùng trộn theo các chỉ tiêu kỹ thuật và yêu cầu thiết bị. - Thùng trộn: chứa và trộn các nguyên vật liệu cần trộn. Trong những ngành sử dụng thùng trộn với qui mô và công suất lớn, người ta thường kết hợp với băng tải và các thiết bị vận chuyển khác nhằm nâng cao năng suất làm việc, mang lại hiệu quả kinh tế cao. 3. Ứng dụng: Trong một số lĩnh vực điển hình như: - Hệ thống thùng trộn nghiền xi măng đất, đá trong công nghiệp khai khoáng. - Hệ thống thùng trộn xi măng, cát, đá tạo vữa trong ngành xây dựng. Hệ thống trộn bột, chất lỏng , chất dẻo, các nguyên phụ liệu tạo các hỗn hợp hoá chất - Hệ thống thùng trộn sử dụng trong dây chuyền sản xuất thực phẩm và thức ăn gia súc. Sử dụng thùng trộn sẽ có được nhiều ưu điểm: - Tiết kiệm thời gian và chi phí nhân công. - Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật và thành phần của sản phẩm. - Đảm bảo vệ sinh an toàn thực phẩm. 1
  7. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần I MỘT SỐ HÌNH ẢNH MINH HOẠ VÀ THÔNG SỐ CỦA MỘT SỐ LOẠI THÙNG TRỘN • Tổng công suất: 18,5(kW ) ÷ 45(kW ) • Công suất trộn: 3 3 25(m ) ÷ 75(m ) h h Hệ thống thùng trộn bê tông của công ty CITY NANHAI FOSHAN INCHINA JULONG CONSTRUCTION MECHINERY CO., LTD 2
  8. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II Phần II XÁC ĐỊNH CÔNG XUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG 1. Xác định tải trọng tương đương: Là trường hợp tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có: 2 ⎛T ⎞ n n ∑ ⎜ Ti ⎟ ti ∑ Pi ti 2 12 × 34 + 0, 7 2 × 30 = P 1 ⎝ n ⎠ = 3,5 Ptd = 1 n = 2, 66 (kW ) (3.10[2]) 34 + 30 ∑ ti ∑ ti 1 1 2. Xác định công suất cần thiết của động cơ: • Hiệu suất chung η của hệ thống: η = η d η k η o lη 4 2 br Với: ηd = 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai. η k = 0,98 : hiệu suất khớp nối đàn hồi. ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn. ηbr = 0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng. Vậy: η = 0,96 × 0,98 × 0,994 × 0,982 ≈ 0,87 P 2, 66 • Công suất cần thiết của động cơ: Pct = td = = 3, 06 ( kW ) η 0,87 3. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống: • Chọn tỉ số truyền sơ bộ: Theo bảng 2-2[1] ta chọn tỉ số truyền như sau: o Đai thang: ud = 3 o Hộp giảm tốc hai cấp: uh = 11 Nên tỉ số truỵền sơ bộ của hệ thống là: usb = 3 ×11 = 33 Vận tốc sơ bộ của động cơ là: Vsb = usb n = 33 × 45 = 1485 (v / p) • Chọn động cơ: Ta có: Pct = 3, 06 (kW ) & Vsb = 1485 (v / p ) nên chọn động cơ không đồng bộ 3 pha mang số hiệu A02-41-4 (bảng 2P[1]), có các thông số kỹ thuật sau: o Công suất: P = 4, 0 ( kW ) o Vận tốc: V = 1450 (v / p ) • Phân phối lại tỉ số truyền cho hệ thống: V 1450 Tỉ số truyền thực u = = = 32, 22 n 45 3
  9. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II Ta tiến hành chia tỉ số truyền theo các chỉ tiêu: dễ bôi trơn, thuận lợi cho việc ngâm bánh răng trong dầu và trọng lượng nhỏ nhất… Chọn tỉ số truyền đai: u d = 3 32, 22 Khi đó tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: uh = = 10, 74 3 Tiếp tục chọn tỉ số truyền qua bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( un ) và cấp chậm ( uc ) với điều kiện: uh = un × uc & un = uc (1, 2......1, 4) . Chọn: uc = 2, 77 un = 3,88 4. Xác định công suất trên các trục: • Trục I: P1 = Pηdηol = 4 × 0,96 × 0,99 ≈ 3,8 (kW ) • Trục II: P2 = Pη dηolηbr = 4 × 0,96 × 0,99 2 × 0,98 ≈ 3, 69 (kW ) 2 • Trục III: P3 = Pη dηolηbr = 4 × 0,96 × 0,993 × 0,982 ≈ 3,58 (kW ) 32 5. Tính số vòng quay của mỗi trục: • Trục I: ndc 1485 n1 = = = 495 (v / p ) ud 3 • TrụcII: n1 495 n2 = = = 128 (v / p ) un 3,88 • Trục III: n2 127, 6 n3 = = = 46 (v / p ) uc 2, 77 6. Tính moment xoắn trên trục và động cơ: Theo công thức sau: 9,55 ×106 P T= (3.4[2]) n Với: P : công suất (kW) n : số vòng quay (vòng/phút) • Moment xoắn trên trục động cơ: 9,55 ×106 × Pdc 9,55 ×106 × 4 Tdc = = = 25734 ( Nmm) ndc 1485 • Moment xoắn trên trục I: 9,55 × 106 × P 9,55 × 106 × 3,8 T1 = = = 72927 ( Nmm) 1 n1 495 • Moment xoắn trên trục II: 9,55 ×106 × P2 9,55 × 106 × 3, 69 T2 = = = 274675 ( Nmm) n2 128 4
  10. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II • Moment xoắn trên trục III: 9,55 × 106 × P3 9,55 ×106 × 3,58 T3 = = = 739087 ( Nmm) n3 46 Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Công suất (kW) 4 3,8 3,69 3,58 Tỉ số truyền 3 3,88 2,77 Số vòng quay (vòng/phút) 1485 485 128 46 Moment xoắn (Nmm) 25734 72927 274675 739087 Trục I Trục III Trục II 5
  11. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III Phần III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Số liệu đầu vào: : Pdc = 4 (kW ) Công suất : n = 1485 (v / p ) Số vòng quay : u =3 Tỉ số truyền 1. Dựa vào số liệu trên và hình 4.22[2] ta chọn: đai thang loại A, được làm loại vật liệu tổng hợp. Thông số đai thang loại A: Tên gọi Kí hiệu Giá trị Chiều rộng lớp trung hòa 11 (mm) bp Chiều rộng mặt trên 13 (mm) bo Chiều cao đai 8 (mm) bo Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài 2,8 (mm) yo Diện tích mặt cắt ngang 81 (mm) A 100 ÷ 200 Đường kính bánh đai dẫn d1 2. Đường kính bánh đai nhỏ sơ bộ: d1sb = 1, 2d min = 1, 2 ×100 = 120(mm) Theo tiêu chuẩn bảng 5-15[1] ta chọn đường kính bánh đai nhỏ là: d1 = 125(mm) 3. Vận tốc bánh đai: π d1n 3,14 × 125 × 1485 v1 = = = 9, 7( m / s ) (5.18[1]) 60000 60000 v1 < vmax với vmax = (30 m ÷ 35 m ) nên thỏa điều kiện. s s 4. Giả sử chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0, 01 . Ta có đường kính bánh đai lớn: d 2 sb = ud1 (1 − ξ ) = 3 × 125(1 − 0, 01) = 371, 25(mm) Theo tiêu chuẩn tra bảng 5-15[1] ta chọn: d 2 = 360 (mm) d2 360 Xác định lại tỉ số truyền u: u = = = 2,91 d1 (1 − ξ ) 125(1 − 0, 01) Chỉ sai lệch 3% so với giá trị chọn trước. 5. Giới hạn khoảng cách trục được tính: 2(d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d 2 ) + h 2(125 + 360) ≥ a ≥ 0,55(125 + 360) + 8 970( mm) ≥ a ≥ 274, 75( mm) Chọn sơ bộ a = d 2 = 360 (mm) khi u = 2, 91 6
  12. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III 6. Tính chiều dài đai: π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2 L = 2a + + 2 4a 3,14(125 + 360) (360 − 125) 2 = 2 × 360 + + = 1520 (mm) 4 × 360 2 Theo bảng 4-3[2] ta chọn đai có chiều dài L = 1600 (mm) = 1,6 (m). 7. Số vòng chạy của đai trong một giây: v 9, 7 = 6, 0625 ( s −1 ) , [i ] = 10 s −1 nên thỏa điều kiện này. i= = L 1, 6 8. Tính lại khoảng cách trục a: (d1 + d 2 ) 125 + 360 k = L −π = 1600 − 3,14 = 838, 2 (mm) 2 2 (d + d 2 ) 125 + 360 Δ= 1 = = 242,5 2 2 Mà k + k 2 − 8Δ 2 a= 4 838, 2 + 838, 22 − 8 × 242,52 ⇒a= = 330 (mm) 4 Vậy giá trị a vẫn thỏa mãn giới hạn giá trị cho phép. 9. Góc ôm bánh đai nhỏ: (d 2 − d1 ) 360 − 125 α1 = 180o − 57 = 180 − 57 = 139, 4o = 2, 433 (rad ) a 330 10. Các hệ số sử dụng: - Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai: Cα = 1, 24(1 − e −α /110 ) = 0, 9 1 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc: Cv = 1 − 0, 05(0, 01v 2 − 1) = 1 − 0, 05(0, 01× 9, 7 2 − 1) = 1, 003 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của dây đai, chọn: C z = 1 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng: Cr = 0,85 L 6 1600 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài dây đai: CL = 6 = = 1, 0085 Lo 1520 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: Cu = 1,14 vì u > 2,5 11. Xác định số dây đai: Theo đồ thị hình 4.2a[2] ta chọn: [Po ] = 2,4 (kW) . Ta xác định số dây đai theo công thức: P 4 z≥ = = 1,84 1 [ Po ]Cα Cv C z Cr CL Cu 2, 4 × 0,9 × 1, 003 × 1× 0,85 × 1, 0085 × 1,14 Chọn số dây đai: z = 2 7
  13. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III 12. Xác định lực căng ban đầu: Chọn ứng suất căng đai: σ o = 1,5 ( N / mm 2 ) Lực căng ban đầu: Fo = 2 Aσ o = 2 × 81×1,5 = 243 ( N ) Fo Lực căng trên mỗi dây đai: F = = 121,5 ( N ) 2 1000 P 1000 × 4 Lực vòng có ích: Ft = = = 412, 4 ( N ) 1 v1 9, 7 Lực vòng trên mỗi dây đai: F=206 (N) 13. Hệ số ma sát (tài liệu 1 trang 159): ⎛ 2 F + Ft ⎞ 1 ⎟ = 1, 03 ⇒ f min = f sin(20 ) = 0,35 (ở đây ta chọn giá trị α = α1 ) f'= ' o ln ⎜ o α ⎝ 2 Fo − Ft ⎠ Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn là: 0,35 14. Lực tác dụng lên trục: ⎛ α1 ⎞ Fr = 2 Fo sin ⎜ ⎟ = 456 ( N ) ⎝2⎠ 15. Thiết kế bánh đai: Do vận tốc làm việc v = 9, 7 ( m / s ) (nhỏ hơn 25m/s) nên ta chọn bánh đai đúc bằng gang CH12-28. Các kích thước được chọn bằng cách tra bảng 10-3[1]: - Chiều rộng bánh đai: B = ( Z − 1)t + S = 16 + 2 × 10 = 36 ( mm) - Đường kính ngoài cùng của bánh đai dẫn: Dn1 = D1 + 2ho = 360 + 2 × 3,5 = 367 (mm) - Đường kính ngoài cùng của bánh đai bị dẫn: Dn 2 = D2 + 2ho = 125 + 2 × 3,5 = 132 (mm) Các kích thước phụ khác liên quan theo tiêu chuẩn, tra bảng 10-3[1]. 8
  14. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV Phần IV THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu nào đặt biệt nên ta chọn vật liệu cho các cặp bánh răng là giống nhau. Dựa vào bảng 3-6[1] và 3-8[1] ta có bảng sau: Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Tên thép Thép 45 (thường hóa) Thép 35 (thường hóa) σ b = 600 ( Nmm 2 ) σ b = 500 ( Nmm 2 ) Giới hạn bền kéo σ ch = 300 ( Nmm 2 ) σ ch = 260 ( Nmm 2 ) Giới hạn chảy HB = 200 HB = 170 Độ rắn I. Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi. 1. Thông số đầu vào: P = 3,8 (kW ) Công suất : 1 : u1 = 3,88 Tỉ số truyền : n1 = 485 (vòng/phút) Số vòng quay Tuổi thọ : 19200 (giờ) 2. Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.4[1]) 2 ⎛ Mi ⎞ ⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 )125 × 19200 = 11× 10 N td 2 = 60u ∑ ⎜ 2 2 7 ⎝ M max ⎠ n 485 Với: n2 = 1 = = 125 (v / p ) u1 3,88 N td 2 > N o ; N o = 107 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất k N = 1 cho cả hai ' bánh răng. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9[1]) [σ tx 2 ] = 2, 6 × 170 = 442 ( N / mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ (bảng 3-9[1]) [σ tx1 ] = 2, 6 × 200 = 520 ( N / mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng σ tx 2 = 442 ( N / mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1]) 6 ⎛ Mi ⎞ ⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 )125 × 19200 = 8, 4 × 10 = 60u ∑ ⎜ 6 6 7 N td 2 ⎝ M max ⎠ 9
  15. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV n1 485 Với: n2 = = = 125 (v / p ) u1 3,88 N td 2 > N o ; N o = 5 × 106 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất k N = 1 cho cả ' hai bánh răng. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ −1 = 0, 43 × 600 = 258 ( N / mm 2 ) Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ −1 = 0, 43 × 500 = 215 ( N / mm 2 ) Chọn hệ số an toàn: n = 1, 5 Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: Kσ = 1,8 Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có: σ o kn'' (1, 4 ÷ 1, 6 ) σ −1k N '' [σ ]u = ≈ (3.5[1]) nKσ nKσ 1,5 × 258 ×1 Bánh nhỏ: [σ ]u1 = = 143,3 ( N / mm 2 ) 1,5 × 1,8 1,5 × 215 × 1 Bánh lớn: [σ ]u 2 = = 119, 4 ( N / mm 2 ) 1,5 ×1,8 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = Ktt K d = 1,3 (3.19[1]) b 4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng: ψ A = = 0, 4 A Với: b :chiều rộng bánh răng A : khoảng cách trục 5. Tính sơ bộ khoảng cách trục (3.10[1]), chọn hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng: θ ' = 1, 25 2 ⎛ 1, 05 × 106 ⎞ KN A ≥ (i ± 1) 3⎜ ⎜ [σ ] i ⎟ ψ Aθ ' n2 ⎟ ⎝ ⎠ tx Với: - i : tỉ số truyền, i = u1 = 3,88 [σ ]tx = 422 ( N / mm2 ) : ứng suất tiếp cho phép. - 485 - n2 = = 125 (v / p) : số vòng quay của bánh răng bị dẫn. 3,88 P 3,8 - N= 1= = 1,9 ( kW ) 2 2 2 ⎛ 1, 05 ×106 ⎞ 1,3 ×1,9 ⇒ A ≥ (3,88 + 1) 3 ⎜ ≈ 125 (mm) ⎟ ⎝ 422 × 3,88 ⎠ 0, 4 ×1, 25 × 125 Chọn khoảng cách trục: A = 144 ( mm) 6. Xác định vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: - Vận tốc vòng: 2π An1 2π 144 × 485 v= = = 1,5 (m / s ) (3.17[1]) 60 × 1000(i + 1) 60 × 1000 × (3,88 + 1) - Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác bánh răng là: 9 (bảng 3-11[1]) 10
  16. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV 7. Tính chính xác hệ số tải trọng K. Chiều rộng bánh răng b = ψ A A = 0, 4 ×144 = 57, 6 (mm) chọn b = 60 ( mm) 2 A 2 × 144 Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ: d1 = = = 59 (mm) i + 1 3,88 + 1 b 60 Do đó: ψ d = ≈ 1 , tra bảng 3-12[1] ta được: K tt = 1,1 = d1 59 Tra bảng 3-14[1] ta có: K d = 1, 2 Vậy ta có hệ số tải trọng là: K = K tt K d = 1,1×1, 2 = 1,32 . Kết quả sai lệch ít so với chọn sơ bộ nên ta chọn khoảng cách trục A chính xác là: A = 144 ( mm) 8. Xác định modul, số răng và góc nghiêng của răng: Modul pháp: mn = (0, 01 ÷ 0, 02)144 = (1, 44 ÷ 2,88)mm . Chọn: mn = 2mm Chọn sơ bộ góc nghiêng: β = 10o , cos β = 0,985 2 A cos β 2 × 144 × 0,985 Tổng số răng của hai bánh răng: Z t = Z1 + Z 2 = = = 142 mn 2 Zt 142 Số răng của bánh nhỏ: Z1 = = = 29 i + 1 3,88 + 1 Theo bảng 3.15[1], Z1 = 29 thỏa mãn điều kiện không bị cắt chân răng. Số răng bánh lớn: Z 2 = iZ1 = 3,88 × 29 = 112,52 . Chọn: Z 2 = 113 Tính chính xác góc nghiêng β (3.28[1]): Z t mn ( 29 + 113)2 cos β = = 0,9861 ⇒ β = 9, 6o = 2 × 144 2A Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: 2,5mn 2,5 × 2 b = 60 > = ≈ 30 (mm) sin β 0,167 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Số răng tương đương (3.37[1]): 29 Bánh nhỏ: Z td 1 = = 30 (0,9861)3 113 = = 118 Bánh lớn: Z td 2 (0,9861)3 Hệ số dạng răng: (bảng 3.18[1]): Bánh nhỏ: y1 = 0, 451 Bánh lớn: y2 = 0,517 Lấy hệ số: hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng: θ ' = 1, 25 19,1× 106 KN ≤ [σ ]u Kiểm tra ứng suất uốn (3.34[1]): σ u = ymn Znbθ '' 2 19,1×106 ×1,32 ×1,9 Bánh nhỏ: σ u1 = = 25 ( N / mm 2 ) . Thỏa mãn 0, 451× 2 × 29 × 485 × 60 ×1, 25 2 điều kiện σ u1 < [σ ]u1 = 143,3 ( N / mm2 ) 11
  17. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV y1 25 × 0, 451 Bánh lớn: σ u 2 = σ u1 = = 21,53 ( N / mm 2 ) . Thỏa mãn điều kiện y2 0,517 σ u 2 < [σ ]u 2 = 119, 4 ( N / mm2 ) 10. Kiểm tra độ bền khi quá tải đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép (3.34[1]): Bánh nhỏ: [σ ]txqt1 = 2,5 × 520 = 1300 ( N / mm 2 ) Bánh lớn: [σ ]txqt 2 = 2,5 × 442 = 1105 ( N / mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép (3.46[1]): Bánh nhỏ: [σ ]uqt1 = 0,8 × 300 = 240 ( N / mm 2 ) Bánh lớn: [σ ]uqt 2 = 0,8 × 260 = 208 ( N / mm 2 ) Kiểm tra quá tải tiếp xúc (3.38 và 3.42[1]): 1, 05 × 106 (i + 1)3 KN σ tx = ≤ [σ tx ] θ 'bn2 Ai 1, 05 ×106 (3,88 + 1)31,8 × 3,8 ⇒ σ tx = = 545 ( N / mm2 ) . 144 × 3,88 1, 25 × 60 × 125 Thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp. Với K = 1,8 là hệ số quá tải. Kiểm tra độ bền uốn: (3.38 và 3.42[1]): Bánh nhỏ: σ uqt1 = 25 ×1,8 = 45 ( N / mm2 ) Bánh lớn: σ uqt 2 = 21,52 ×1,8 = 38,8 ( N / mm2 ) Đều thỏa mãn điều kiện bền uốn. 11. Bảng tổng hợp thông số bánh răng cấp nhanh phân đôi: Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn (Bánh dẫn) (Bánh bị dẫn) m=2 Modul Z1 = 29 Z 2 = 113 Số răng α n = 20 Góc ăn khớp o β = 9, 6o Góc nghiêng d1 = 59 (mm) d 2 = 229 (mm) Đường kính vòng chia A = 144( mm) Khoảng cách trục b1 = 30 (mm) b2 = 30 (mm) Chiều rộng bánh răng De1 = 63 (mm) De 2 = 232 (mm) Đường kính vòng đỉnh Di1 = 54 ( mm) Di 2 = 224 (mm) Đường kính vòng chân 12. Tính lực tác dụng lên trục (3.50[1]): 2 × 9,55 × 106 × 3,8 Lực vòng: P = = 2523 ( N ) 59 × 485 12
  18. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV 2523 × tg 20o Lực hướng tâm: Pr = = 931 ( N ) cos 9, 6o Lực dọc trục: Pa = 2523 × tg 9, 6o = 427 ( N ) II. Tính toán cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng. 1. Thông số đầu vào: Công suất : P1 = 3,67 (kW) : u2 = 2, 77 Tỉ số truyền : n2 = 125 (vòng/phút) Số vòng quay Tuổi thọ : 19200 (giờ) 2. Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.4[1]) 2 ⎛ Mi ⎞ ⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 ) 46 × 19200 = 4 × 10 N td 2 = 60u ∑ ⎜ 2 2 7 M max ⎠ ⎝ n 125 Với: n2 = 1 = = 46 (v / p ) u1 2, 77 N td 2 > N o ; N o = 107 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất k N = 1 cho cả hai ' bánh răng. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9[1]) [σ tx 2 ] = 2, 6 × 170 = 442 ( N / mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ (bảng 3-9[1]) [σ tx1 ] = 2, 6 × 200 = 520 ( N / mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng σ tx 2 = 442 ( N / mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1]) 6 ⎛ Mi ⎞ ⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 ) 46 × 19200 = 3,1× 10 = 60u ∑ ⎜ 6 6 7 N td 2 ⎝ M max ⎠ n1 485 Với: n2 = = = 125 (v / p ) u1 3,88 N td 2 > N o ; N o = 5 × 106 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất k N = 1 cho cả ' hai bánh răng. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ −1 = 0, 43 × 600 = 258 ( N / mm 2 ) Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ −1 = 0, 43 × 500 = 215 ( N / mm 2 ) Chọn hệ số an toàn: n = 1, 5 Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: Kσ = 1,8 Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có: σ k '' (1, 4 ÷ 1, 6 ) σ −1k N '' [σ ]u = o n ≈ (3.5[1]) nKσ nKσ 13
  19. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV 1,5 × 258 ×1 Bánh nhỏ: [σ ]u1 = = 143,3 ( N / mm 2 ) 1,5 × 1,8 1,5 × 215 × 1 Bánh lớn: [σ ]u 2 = = 119, 4 ( N / mm 2 ) 1,5 ×1,8 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = Ktt K d = 1,3 (3.19[1]) b 4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng: ψ A = = 0, 4 A Với: b :chiều rộng bánh răng A : khoảng cách trục. 5. Tính sơ bộ khoảng cách trục (3.9[1]): 2 ⎛ 1, 05 ×106 ⎞ KN A ≥ (i ± 1) 3 ⎜ ⎜ [σ ] i ⎟ ψ A n2 ⎟ ⎝ ⎠ tx Với: - i : tỉ số truyền, i = u2 = 2, 77 [σ ]tx = 422( N / mm2 ) : ứng suất tiếp cho phép. - 125 - n2 = = 46 (v / p ) : số vòng quay của bánh bị dẫn. 2, 77 - N = 3,58 ( kW ) 2 ⎛ 1, 05 ×106 ⎞ 1,3 × 3, 67 ⇒ A ≥ (2, 77 + 1) ⎜ ≈ 222 (mm) . Chọn: A = 266 ( mm) ⎟ 3 ⎝ 422 × 2, 77 ⎠ 0, 4 × 46 6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: - Vận tốc vòng: 2π An1 2π 226 ×125 v= = = 0, 785 (m / s ) (3.17[1]) 60 × 1000(i + 1) 60 × 1000 × (2, 77 + 1) - Với vận tốc vòng này ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 (bảng 3-11[1]). 7. Tính chính xác hệ số tải trọng động K: Chiều rộng bánh răng b: b = ψ A A = 0, 4 × 226 = 90, 4 (mm) . Chọn: b = 90 ( mm) 2 A 2 × 226 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d1 = = = 120 (mm) i + 1 2, 77 + 1 b 90 Do đó: ψ d = ≈ 0, 75 , tra bảng 3-12[1] ta được: K tt = 1, 05 = d1 120 Tra bảng 3-13[1] ta được: K d = 1,1 Vậy ta có hệ số tải trọng là: K = K tt K d = 1, 05 × 1,1 = 1,12 sai lệch nhiều so với chọn sơ bộ ban đầu nên ta tính lại khoảng cách trục (3.21[1]): K 1,12 A = Asb 3 = 226 3 = 215 (mm) K sb 1,3 14
  20. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV 8. Xác định modul, số răng và góc nghiêng của răng: Modul pháp: mn = (0, 01 ÷ 0, 02)215 = (2,15 ÷ 4,3)mm . Chọn: mn = 3mm . 2 × 215 2A Số răng của bánh răng nhỏ: Z1 = = = 38 (3.24[1]) m(i ± 1) 3(2, 77 + 1) Số răng của bánh răng lớn: Z 2 = Z1u2 = 38 × 2, 77 = 105,3 . Chọn: Z 2 = 105 Bề rộng bánh răng: b = ψ A A = 0, 4 × 215 = 86 (mm) . 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Hệ số dạng răng (bảng 3-18[1]): Bánh nhỏ: y1 = 0, 476 Bánh lớn: y2 = 0,517 Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng nhỏ: 19,1× 106 KN 19,1× 106 × 1,12 × 3, 67 σ u1 = = = 27, 7 ( N / mm 2 ) . 0, 764 × 3 × 38 × 125 × 86 2 2 ym Zn2b Thỏa mãn điều kiện: σ u1 < [σ ]u1 = 143,3 ( N / mm2 ) Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn: y1 27, 7 × 0, 476 σ u 2 = σ u1 = = 25,5 ( N / mm 2 ) . y2 0,517 Thỏa mãn điều kiện: σ u 2 < [σ ]u 2 = 119, 4 ( N / mm2 ) 10. Bảng tổng hợp thông số hình học chủ yếu của bộ truyền cấp chậm: Thông số Bánh răng dẫn Bánh răng bị dẫn m=3 Modul Z1 = 38 Z 2 = 105 Số răng α = 20 o Góc ăn khớp d1 = 114 (mm) d 2 = 315 (mm) Đường kính vòng chia A = 214, 5 ( mm) Khoảng cách trục b = 86 ( m m ) Chiều rộng bánh răng De1 = 120 (mm) De 2 = 321 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng Di1 = 106,5 (mm) Di 2 = 307,5 (mm) Đường kính vòng chân răng 11. Tính lực tác dụng lên trục: 2M x 2 × 9,55 × 106 × 3,58 Lực vòng: P = = = 4920 ( N ) 114 × 125 d Lực hướng tâm: Pr = P × tgα = 4920 × tg 20o = 1790 ( N ) 15

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

 

Đồng bộ tài khoản