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
Sinh viên thực hiện
MSSV
Thành phố HỒ CHÍ MINH
Tháng 12 năm 2006
: TS. Vũ Công Hòa
: Lê Phi Hổ
: K0304100
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
Sinh viên thực hiện
MSSV
Lớp
Thành phố HỒ CHÍ MINH
Tháng 12 năm 2006
:
:
:
:
TS. Vũ Công Hòa
Lê Phi Hổ
K0304100
KU03BCKT
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
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
Ngành đào tạo
Giáo viên hướng dẫn
Thời gian thực hiện
:
:
:
:
Lê Phi Hổ
MSSV: K0304100
Cơ Kỹ Thuật
TS. Vũ Công Hòa
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
Hình 1: Sơ đồ hệ thống dẫn động
t2
Hình 2: Sơ đồ tải
9 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.
9 Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn, P ( kW )
: 3,5
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v / p )
: 45
Thời gian phục vụ, L (năm)
Quay 1 chiều làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ
: 8
: Một năm làm việc 300 ngày,
một ca làm việc 8 giờ.
: (T ,34) ; (0, 7T , 30)
Chế độ tải
9 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.
9 Yêu cầu:
1. 01 bài thuyết minh.
2. 01 bản vẽ lắp A0 và một bản vẽ chi tiết.
9 Tiến độ thực hiện:
Tuần
Nội dung thực hiện
1
2
Nhận đề bài, nội dung ĐAMH
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
7–8
9 – 12
13 – 14
15
Tính toán thiết kế các chi tiết máy
Vẽ phác thảo và hoàn thành kết cấu trên bản vẽ
Vẽ hoàn thiện bản vẽ lắp hộp giảm tốc
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.
Bảo vệ.
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
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:
25(m
3
h
) ÷ 75(m
3
h
)
Hệ thống thùng trộn bê tông của công ty
CITY NANHAI FOSHAN INCHINA JULONG
CONSTRUCTION MECHINERY CO., LTD
2
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 ⎞
∑1 ⎜⎝ Ti ⎟⎠ ti
∑1 Pi ti
12 × 34 + 0, 7 2 × 30
3,5
Ptd =
=
P
=
= 2, 66 (kW )
n
n
34 + 30
∑ ti
∑ ti
n
2
n
1
(3.10[2])
1
2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
4
• Hiệu suất chung η của hệ thống: η = η d η k η o lη
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.
2
br
Vậy: η = 0,96 × 0,98 × 0,994 × 0,982 ≈ 0,87
P
2, 66
= 3, 06 ( kW )
• Công suất cần thiết của động cơ: Pct = td =
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:
Tỉ số truyền thực u =
V 1450
=
= 32, 22
n
45
3
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
Khi đó tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: uh =
32, 22
= 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 dηol2 ηbr = 4 × 0,96 × 0,99 2 × 0,98 ≈ 3, 69 (kW )
• Trục III: P3 = Pη dηol3 ηbr2 = 4 × 0,96 × 0,993 × 0,982 ≈ 3,58 (kW )
5. Tính số vòng quay của mỗi trục:
• Trục I:
n1 =
ndc 1485
=
= 495 (v / p )
ud
3
n2 =
n1 495
=
= 128 (v / p )
un 3,88
n3 =
n2 127, 6
=
= 46 (v / p )
uc 2, 77
• TrụcII:
• Trục III:
6. Tính moment xoắn trên trục và động cơ:
Theo công thức sau:
T=
9,55 ×106 P
n
(3.4[2])
Với:
P : công suất (kW)
n : số vòng quay (vòng/phút)
• Moment xoắn trên trục động cơ:
Tdc =
9,55 ×106 × Pdc 9,55 ×106 × 4
=
= 25734 ( Nmm)
ndc
1485
• Moment xoắn trên trục I:
T1 =
9,55 × 106 × P1 9,55 × 106 × 3,8
=
= 72927 ( Nmm)
n1
495
• Moment xoắn trên trục II:
T2 =
9,55 ×106 × P2 9,55 × 106 × 3, 69
=
= 274675 ( Nmm)
n2
128
4
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần II
• Moment xoắn trên trục III:
T3 =
9,55 × 106 × P3 9,55 ×106 × 3,58
=
= 739087 ( Nmm)
n3
46
Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai
Thông số
Công suất (kW)
Tỉ số truyền
Số vòng quay (vòng/phút)
Moment xoắn (Nmm)
Động cơ
4
3
1485
25734
Trục I
3,8
Trục II
3,69
3,88
485
72927
128
274675
Trục III
3,58
2,77
46
739087
Trục I
Trục III
Trục II
5
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần III
Phần III
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
9 Số liệu đầu vào:
Công suất
Số vòng quay
Tỉ số truyền
: Pdc = 4 (kW )
: n = 1485 (v / p )
: u =3
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
Chiều rộng lớp trung hòa
Kí hiệu
bp
Giá trị
11 (mm)
Chiều rộng mặt trên
bo
13 (mm)
Chiều cao đai
Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài
bo
8 (mm)
2,8 (mm)
Diện tích mặt cắt ngang
Đường kính bánh đai dẫn
A
d1
yo
81 (mm)
100 ÷ 200
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
= 9, 7( m / s )
(5.18[1])
60000
60000
v1 < vmax với vmax = (30 m ÷ 35 m ) nên thỏa điều kiện.
s
s
v1 =
=
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)
Xác định lại tỉ số truyền u: u =
d2
360
=
= 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
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần III
6. Tính chiều dài đai:
L = 2a +
π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
+
2
4a
3,14(125 + 360) (360 − 125) 2
= 2 × 360 +
+
= 1520 (mm)
2
4 × 360
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:
i=
v 9, 7
=
= 6, 0625 ( s −1 ) , [i ] = 10 s −1 nên thỏa điều kiện này.
L 1, 6
8. Tính lại khoảng cách trục a:
(d1 + d 2 )
125 + 360
= 1600 − 3,14
= 838, 2 (mm)
2
2
(d + d 2 ) 125 + 360
Δ= 1
=
= 242,5
2
2
k = L −π
Mà
a=
⇒a=
k + k 2 − 8Δ 2
4
838, 2 + 838, 22 − 8 × 242,52
= 330 (mm)
4
Vậy giá trị a vẫn thỏa mãn giới hạn giá trị cho phép.
9. Góc ôm bánh đai nhỏ:
α1 = 180o − 57
(d 2 − d1 )
360 − 125
= 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
-
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài dây đai: CL = 6
-
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: Cu = 1,14 vì u > 2,5
L 6 1600
=
= 1, 0085
Lo
1520
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:
z≥
P1
4
=
= 1,84
[ 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
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
= 121,5 ( N )
2
1000 P1 1000 × 4
Lực vòng có ích: Ft =
=
= 412, 4 ( N )
9, 7
v1
Lực vòng trên mỗi dây đai: F=206 (N)
Lực căng trên mỗi dây đai: F =
13. Hệ số ma sát (tài liệu 1 trang 159):
f'=
⎛ 2 F + Ft ⎞
'
o
ln ⎜ o
⎟ = 1, 03 ⇒ f min = f sin(20 ) = 0,35 (ở đây ta chọn giá trị α = α1 )
α ⎝ 2 Fo − Ft ⎠
1
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
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần IV
Phần IV
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
9 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
Giới hạn bền kéo
Thép 45 (thường hóa)
σ b = 600 ( Nmm 2 )
Thép 35 (thường hóa)
σ b = 500 ( Nmm 2 )
Giới hạn chảy
σ ch = 300 ( Nmm 2 )
σ ch = 260 ( Nmm 2 )
Độ rắn
HB = 200
HB = 170
I. Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi.
1. Thông số đầu vào:
P1 = 3,8 (kW )
Công suất
:
Tỉ số truyền
: u1 = 3,88
Số vòng quay
: n1 = 485 (vòng/phút)
Tuổi thọ
: 19200 (giờ)
2. Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
9 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.4[1])
2
⎛ Mi ⎞
7
2
2
N td 2 = 60u ∑ ⎜
⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 )125 × 19200 = 11× 10
⎝ 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 )
9 Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1])
6
N td 2
⎛ Mi ⎞
7
6
6
= 60u ∑ ⎜
⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 )125 × 19200 = 8, 4 × 10
⎝ M max ⎠
9
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Với: n2 =
Phần IV
n1 485
=
= 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''
≈
(3.5[1])
[σ ]u =
nKσ
nKσ
1,5 × 258 ×1
Bánh nhỏ: [σ ]u1 =
= 143,3 ( N / mm 2 )
1,5 × 1,8
1,5 × 215 × 1
= 119, 4 ( N / mm 2 )
Bánh lớn: [σ ]u 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
3
A ≥ (i ± 1) ⎜
⎜ [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.
-
n2 =
-
485
= 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=
-
60 × 1000(i + 1)
=
60 × 1000 × (3,88 + 1)
= 1,5 (m / s )
(3.17[1])
Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác bánh răng là: 9 (bảng 3-11[1])
10
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)
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ: d1 =
2 A 2 × 144
=
= 59 (mm)
i + 1 3,88 + 1
b 60
=
≈ 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
Do đó: ψ d =
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
Số răng của bánh nhỏ: Z1 =
2
Zt
142
=
= 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]):
cos β =
Z t mn (29 + 113)2
=
= 0,9861 ⇒ β = 9, 6o
2A
2 × 144
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 60 >
2,5mn 2,5 × 2
=
≈ 30 (mm)
sin β
0,167
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Số răng tương đương (3.37[1]):
29
= 30
(0,9861)3
113
=
= 118
(0,9861)3
Bánh nhỏ: Z td 1 =
Bánh lớn: Z td 2
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 =
ymn2 Znbθ ''
19,1×106 ×1,32 ×1,9
= 25 ( N / mm 2 ) . Thỏa mãn
Bánh nhỏ: σ u1 =
2
0, 451× 2 × 29 × 485 × 60 ×1, 25
điều kiện σ u1 < [σ ]u1 = 143,3 ( N / mm2 )
11
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần IV
Bánh lớn: σ u 2 = σ u1
y1 25 × 0, 451
=
= 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]):
σ tx =
1, 05 × 106
Ai
⇒ σ tx =
(i + 1)3 KN
≤ [σ tx ]
θ 'bn2
1, 05 ×106 (3,88 + 1)31,8 × 3,8
= 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 dẫn)
Bánh răng lớn
(Bánh bị dẫn)
m=2
Modul
Số răng
Z1 = 29
Z 2 = 113
Góc ăn khớp
α n = 20
Góc nghiêng
Đường kính vòng chia
β = 9, 6o
d1 = 59 (mm)
d 2 = 229 (mm)
A = 144( mm)
Khoảng cách trục
Chiều rộng bánh răng
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng chân
o
b1 = 30 (mm)
b2 = 30 (mm)
De1 = 63 (mm)
De 2 = 232 (mm)
Di1 = 54 ( mm)
Di 2 = 224 (mm)
12. Tính lực tác dụng lên trục (3.50[1]):
Lực vòng: P =
2 × 9,55 × 106 × 3,8
= 2523 ( N )
59 × 485
12
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần IV
2523 × tg 20o
= 931 ( N )
cos 9, 6o
Lực dọc trục: Pa = 2523 × tg 9, 6o = 427 ( N )
Lực hướng tâm: Pr =
II. Tính toán cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng.
1. Thông số đầu vào:
Công suất
Tỉ số truyền
Số vòng quay
Tuổi thọ
: P1 = 3,67 (kW)
: u2 = 2, 77
: n2 = 125 (vòng/phút)
: 19200 (giờ)
2. Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
9 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.4[1])
2
⎛ Mi ⎞
7
2
2
N td 2 = 60u ∑ ⎜
⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 ) 46 × 19200 = 4 × 10
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 )
9 Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1])
6
N td 2
⎛ Mi ⎞
7
6
6
= 60u ∑ ⎜
⎟ niTi = 60 × 1(1 × 0,53 + 0, 7 × 0, 47 ) 46 × 19200 = 3,1× 10
⎝ M max ⎠
Với: n2 =
n1 485
=
= 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
=
≈
(3.5[1])
[ ]u
nKσ
nKσ
13
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật
Phần IV
1,5 × 258 ×1
= 143,3 ( N / mm 2 )
1,5 × 1,8
1,5 × 215 × 1
=
= 119, 4 ( N / mm 2 )
1,5 ×1,8
Bánh nhỏ: [σ ]u1 =
Bánh lớn: [σ ]u 2
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = Ktt K d = 1,3
(3.19[1])
4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng: ψ A =
b
= 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.
-
n2 =
-
N = 3,58 ( kW )
125
= 46 (v / p ) : số vòng quay của bánh bị dẫn.
2, 77
2
⎛ 1, 05 ×106 ⎞ 1,3 × 3, 67
3
⇒ A ≥ (2, 77 + 1) ⎜
≈ 222 (mm) . Chọn: A = 266 ( mm)
⎟
⎝ 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=
-
60 × 1000(i + 1)
=
60 × 1000 × (2, 77 + 1)
= 0, 785 (m / s )
(3.17[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)
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d1 =
2 A 2 × 226
=
= 120 (mm)
i + 1 2, 77 + 1
b
90
=
≈ 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
Do đó: ψ d =
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]):
A = Asb 3
K
1,12
= 226 3
= 215 (mm)
1,3
K sb
14
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 .
2A
2 × 215
(3.24[1])
=
= 38
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
Số răng của bánh răng nhỏ: Z1 =
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:
σ u1 =
19,1× 106 KN
19,1× 106 × 1,12 × 3, 67
=
= 27, 7 ( N / mm 2 ) .
2
2
ym Zn2b
0, 764 × 3 × 38 × 125 × 86
Thỏa mãn điều kiện: σ u1 < [σ ]u1 = 143,3 ( N / mm2 )
Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn:
σ u 2 = σ u1
y1 27, 7 × 0, 476
=
= 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
Modul
Số răng
Bánh răng dẫn
Bánh răng bị dẫn
m=3
Z1 = 38
Z 2 = 105
α = 20o
Góc ăn khớp
Đường kính vòng chia
Khoảng cách trục
Chiều rộng bánh răng
Đường kính vòng đỉnh răng
De1 = 120 (mm)
De 2 = 321 (mm)
Đường kính vòng chân răng
Di1 = 106,5 (mm)
Di 2 = 307,5 (mm)
d1 = 114 (mm)
d 2 = 315 (mm)
A = 214, 5 ( mm)
b = 86 ( mm)
11. Tính lực tác dụng lên trục:
2M x 2 × 9,55 × 106 × 3,58
=
= 4920 ( N )
d
114 × 125
Lực hướng tâm: Pr = P × tgα = 4920 × tg 20o = 1790 ( N )
Lực vòng: P =
15
- Xem thêm -