Đồ án môn học thiết kế kỹ thuật: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Nội dung text: Đồ án môn học thiết kế kỹ thuật: Thiết kế hệ thống dẫn động 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 T 1 T 2 4 5 t t1 t 2 Hình 1: Sơ đồ hệ thống dẫn động Hình 2: Sơ đồ tải
5. 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, PkW() :3,5 Số vòng quay trên trục thùng trộn, nv(/ p ) : 45 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. Chế độ tải : (TT ,34) ; (0,7 ,30) 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 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: 33 25(mm )÷ 75( ) hh 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: n n 2 2 ⎛⎞Ti Ptii ⎜⎟ti 22 ∑ ∑ T 1340,730×+ × PP==1 1 ⎝⎠ =3,5 =2,66 (kW ) (3.10[2]) td nn 34+ 30 ∑∑ttii 11 2. Xác định công suất cần thiết của động cơ: 42 • Hiệu suất chung η của hệ thống:η = ηηηd k ol η br Với: ηd = 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai. ηk = 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 0,9942 × 0,98 ≈ 0,87 P 2,66 • Công suất cần thiết của động cơ: P ==td =3, 06 (kW ) ct 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 = 31133×= Vận tốc sơ bộ của động cơ là: Vunsb= sb =×=33 45 1485 (vp / ) • Chọn động cơ: Ta có: PkWVvct ==3,06 ( ) &sb 1485 ( /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: Pk= 4,0 (W ) o Vận tốc: Vv= 1450 ( /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: ud = 3 32,22 Khi đó tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: u ==10,74 h 3 Tiếp tục chọn tỉ số truyền qua bộ truyền bánh răng cấp nhanh (un ) và cấp chậm (uc ) với điều kiện: uuuuuhncnc= ×=& (1,2 1,4) . Chọn: u = 2, 77 c un = 3, 88 4. Xác định công suất trên các trục: • Trục I: PP1 ==××≈ηdolη 40,960,993,8(kW ) 22 • Trục II: PP2 ==×××≈ηηdolbr η 40,960,990,983,69(kW ) 32 3 2 • Trục III: PP3 ==×××≈ηηηdolbr 4 0,96 0,99 0,98 3,58 (kW ) 5. Tính số vòng quay của mỗi trục: • Trục I: ndc 1485 nv1 == =495 ( /p ) ud 3 • TrụcII: n1 495 nv2 == =128 ( /p ) un 3,88 • Trục III: n2 127,6 nv3 == =46 ( /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: 6 6 9,55×× 10 Pdc 9,55×× 10 4 TNdc ===25734 (mm ) ndc 1485 • Moment xoắn trên trục I: 66 9,55×× 10 P1 9,55×× 10 3,8 TN1 == =72927 (mm ) n1 495 • Moment xoắn trên trục II: 66 9,55×× 10 P2 9,55×× 10 3,69 TN2 == =274675 (mm ) n2 128 4
10. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II • Moment xoắn trên trục III: 6 6 9,55×× 10 P3 9,55×× 10 3,58 TN3 == =739087 (mm ) 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 9 Số liệu đầu vào: Công suất : Pkdc = 4(W ) Số vòng quay : nv= 1485( /p ) Tỉ số truyền : 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 Kí hiệu Giá trị Chiều rộng lớp trung hòa 11 (mm) bp Chiều rộng mặt trên 13 (mm) bo Chiều cao đai bo 8 (mm) Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài yo 2,8 (mm) Diện tích mặt cắt ngang A 81 (mm) Đường kính bánh đai dẫn 100÷ 200 d1 2. Đường kính bánh đai nhỏ sơ bộ: dd1msb =1,2in=× 1,2 100 = 120(mm ) Theo tiêu chuẩn bảng 5-15[1] ta chọn đường kính bánh đai nhỏ là: dm1 =125(m ) 3. Vận tốc bánh đai: π dn 3,14× 125× 1485 vm==1 =9,7( /s ) (5.18[1]) 1 60000 60000 vv< với v =÷(30mm 35 ) nên thỏa điều kiện. 1max max ss 4. Giả sử chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,01. Ta có đường kính bánh đai lớn: dud21sb = (1−=×ξ ) 3 125(1 − 0,01) = 371,25(mm ) Theo tiêu chuẩn tra bảng 5-15[1] ta chọn: dm2 = 360 (m ) d 360 Xác định lại tỉ số truyền u: u ==2 =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(dd12+ )≥≥ a 0,55( dd12 + ) + h 2(125+ 360)≥≥a 0,55(125 + 360) + 8 970(mm )≥≥ a 274,75( mm ) Chọn sơ bộ ad= 2 = 360( mm ) khi u = 2,91 6
12. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III 6. Tính chiều dài đai: π ()()dd+− dd2 La=+2 12 + 21 24a 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: v 9,7 is== =6,0625 (−1 ), [i ]= 10 s−1 nên thỏa điều kiện này. L 1, 6 8. Tính lại khoảng cách trục a: ()dd++125 360 kL=−π 12 =1600 − 3,14= 838,2 (mm ) 22 ()dd+ 125+ 360 Δ=12 = =242,5 22 Mà kk+−Δ228 a = 4 838,2+−× 838,222 8 242,5 ⇒=am=330 (m ) 4 Vậy giá trị a vẫn thỏa mãn giới hạn giá trị cho phép. 9. Góc ôm bánh đai nhỏ: (dd− ) 360− 125 α =−180oo 5721 =− 180 57 = 139,4 = 2,433 (rad ) 1 a 330 10. Các hệ số sử dụng: −α1 /110 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai: Ceα =−1,24(1 ) = 0,9 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc: 22 Cvv =−1 0,05(0,01 −=− 1) 1 0,05(0,01 × 9,7 −= 1) 1,003 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của dây đai, chọn: Cz = 1 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng: Cr = 0,85 L 1600 6 - 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 =1, 84 []PovzrLu Cα CCCCC 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: 2 Chọn ứng suất căng đai: σ o =1, 5 (Nmm / ) Lực căng ban đầu: FAoo==××=2σ 2 81 1,5 243 (N ) F Lực căng trên mỗi dây đai: F ==o 121,5 (N ) 2 1000P1 1000× 4 Lực vòng có ích: Ft == =412,4 (N ) v1 9,7 Lực vòng trên mỗi dây đai: F=206 (N) 13. Hệ số ma sát (tài liệu 1 trang 159): '1 ⎛⎞2FFot+ 'o ff==⇒=ln ⎜⎟1,03 min fsin(20 )= 0,35 (ở đây ta chọn giá trị α = α1 ) α ⎝⎠2FFot− Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn là: 0,35 14. Lực tác dụng lên trục: ⎛⎞α1 Fro==2sinFN⎜⎟ 456() ⎝⎠2 15. Thiết kế bánh đai: Do vận tốc làm việc vm= 9,7 ( /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 = (ZtS−+=+×= 1) 16 2 10 36(mm ) - Đường kính ngoài cùng của bánh đai dẫn: DDhno11= +=+×=2 360 2 3,5 367(mm ) - Đường kính ngoài cùng của bánh đai bị dẫn: DDhno22= +=+×=2 125 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 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 Thép 45 (thường hóa) Thép 35 (thường hóa) 2 2 Giới hạn bền kéo σ b = 600 (Nmm ) σ b = 500 (Nmm ) 2 2 Giới hạn chảy σ ch = 300 (Nmm ) σ ch = 260 (Nmm ) Độ rắn HB = 200 HB =170 I. Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi. 1. Thông số đầu vào: Công suất : Pk1 = 3, 8 (W ) 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 ⎛⎞M i 22 7 Nutd 2 ==60 ∑⎜⎟ nTi i 60× 1() 1× 0,53+ 0,7×× 0,47 125 19200= 11× 10 ⎝⎠M max n1 485 Với: nv2 == =125 ( /p ) u1 3,88 7 ' NNNtd2 >= o;1 o 0 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất kN = 1 cho cả hai bánh răng. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9[1]) 2 [σ tx2 ]=×= 2,6 170 442 (Nmm / ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ (bảng 3-9[1]) 2 [σ tx1 ]=× 2,6 200 = 520 (Nmm / ) 2 Để tính sức bền ta dùng σ tx2 = 442(Nmm / ) 9 Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1]) 6 ⎛⎞M i 66 7 Nutd 2 ==60 ∑⎜⎟ nTi i 60× 1() 1× 0,53+ 0,7×× 0,47 125 19200= 8,4× 10 ⎝⎠M max 9
15. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV n1 485 Với: nv2 == =125 ( /p ) u1 3,88 6 ' NNNtd2 >= o;51 o ×0 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất kN = 1 cho cả hai bánh răng. 2 Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ −1 =×=0,43 600 258 (Nmm / ) 2 Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ −1 =×=0,43 500 215 (Nmm / ) 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 k '' σ =≈on −1 N (3.5[1]) []u nKσσ nK 1,5× 258× 1 Bánh nhỏ: []σ ==143,3 (Nmm /2 ) u1 1, 5× 1, 8 1,5× 215× 1 Bánh lớn: []σ ==119,4 (Nmm /2 ) u2 1, 5× 1, 8 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: KKK= tt d =1, 3 (3.19[1]) b 4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng: ψ ==0, 4 A 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 Ai≥±(1)3 ⎜⎟ ⎜⎟σ inψθ' ⎝⎠[]tx A 2 Với: - i : tỉ số truyền, iu= 1 = 3,88 σ = 422(Nmm /2 ) - [ ]tx : ứng suất tiếp cho phép. 485 - n==125 (v /p ) : số vòng quay của bánh răng bị dẫn. 2 3,88 P 3,8 - Nk==1 =1, 9 (W ) 22 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 An 2π 144× 485 vm==1 =1,5 ( /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 bA=ψ A =×=0,4 144 57,6 (mm ) chọn bm= 60(m ) 2A 2× 144 Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ: dm== =59 (m ) 1 i ++13,881 b 60 Do đó: ψ d == ≈1, tra bảng 3-12[1] ta được: Ktt =1,1 d1 59 Tra bảng 3-14[1] ta có: Kd =1, 2 Vậy ta có hệ số tải trọng là: KKK= tt 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: mmn =÷(0,01 0,02)144 =÷ (1,44 2,88) m. Chọn: mmn = 2 m Chọn sơ bộ góc nghiêng: ββ==10o , cos 0,985 2A cosβ 2×× 144 0,985 Tổng số răng của hai bánh răng: ZZZt =+=12 = =142 mn 2 Z 142 Số răng của bánh nhỏ: Z = t ==29 1 i ++13,881 Theo bảng 3.15[1], Z1 = 29 thỏa mãn điều kiện không bị cắt chân răng. Số răng bánh lớn: ZiZ21= =×=3,88 29 112,52 . Chọn: Z2 =113 Tính chính xác góc nghiêng β (3.28[1]): Zm (29+ 113)2 cos ββ==tn =0,9861 ⇒= 9,6o 2A 2× 144 Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: 2,5m 2,5× 2 bm=>60 n = ≈30 (m ) sinβ 0,167 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Số răng tương đương (3.37[1]): 29 Bánh nhỏ: Z ==30 td1 (0,9861)3 113 Bánh lớn: Z ==118 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 =≤σ Kiểm tra ứng suất uốn (3.34[1]): u 2''[]u ymn Znbθ 19,1×× 106 1,32 × 1,9 Bánh nhỏ: σ ==25 (Nmm /2 ) . Thỏa mãn u1 0,451××× 22 29 485 ×× 60 1,25 σσ<=143,3 (Nmm /2 ) điều kiện u1 [ ]u1 11
17. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV y1 25× 0,451 2 Bánh lớn: σσuu21== =21,53 (Nmm / ) . Thỏa mãn điều kiện y2 0,517 σσ<=119,4 (Nmm /2 ) u2 [ ]u2 10. Kiểm tra độ bền khi quá tải đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép (3.34[1]): σ =×2,5 520 = 1300 (Nmm /2 ) Bánh nhỏ: [ ]txqt1 σ =×2,5 442 = 1105 (Nmm /2 ) Bánh lớn: [ ]txqt 2 Ứng suất uốn cho phép (3.46[1]): σ =×0,8 300 = 240 (Nmm /2 ) Bánh nhỏ: [ ]uqt1 σ =×0,8 260 = 208 (Nmm /2 ) Bánh lớn: [ ]uqt 2 Kiểm tra quá tải tiếp xúc (3.38 và 3.42[1]): 1,05×+ 1063 (iKN 1) σ tx =≤' []σ tx Aiθ bn2 1,05×+× 1063 (3,88 1) 1,8 3,8 ⇒=σ =545 (Nmm /2 ) . tx 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]): 2 Bánh nhỏ: σ uqt1 =×25 1,8 = 45 (Nmm / ) 2 Bánh lớn: σ uqt 2 =×=21,52 1,8 38,8 (Nmm / ) 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) Modul m = 2 Số răng Z1 = 29 Z2 =113 o Góc ăn khớp α n = 20 Góc nghiêng β = 9, 6o Đường kính vòng chia dm1 = 59 (m ) dm2 = 229 (m ) Khoảng cách trục A = 144(mm ) Chiều rộng bánh răng bm1 = 30 (m ) bm2 = 30 (m ) Đường kính vòng đỉnh Dme1 = 63 (m ) Dme2 = 232 (m ) Đường kính vòng chân Dmi1 = 54 (m ) Dmi2 = 224 (m ) 12. Tính lực tác dụng lên trục (3.50[1]): 29,55103,8×××6 Lực vòng: PN==2523 ( ) 59× 485 12
18. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV 2523×tg 20o Lực hướng tâm: PN==931 ( ) r cos9,6o o Lực dọc trục: Ptga =×2523 9,6 = 427 (N ) II. Tính toán cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng. 1. Thông số đầu vào: Công suất : P1 = 3,67 (kW) Tỉ số truyền : u2 = 2, 77 Số vòng quay : n2 =125 (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 ⎛⎞M i 22 7 Nutd 2 ==60 ∑⎜⎟ nTi i 60× 1() 1× 0,53+ 0,7×× 0,47 46 19200= 4× 10 ⎝⎠M max n1 125 Với: nv2 == =46 ( /p ) u1 2,77 7 ' NNNtd2 >= o;1 o 0 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất kN = 1 cho cả hai bánh răng. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9[1]) 2 [σ tx2 ]=×= 2,6 170 442 (Nmm / ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ (bảng 3-9[1]) 2 []2,6200520(/σ tx1 =× = Nmm) 2 Để tính sức bền ta dùng σ tx2 = 442(Nmm / ) 9 Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1]) 6 ⎛⎞M i 66 7 Nutd 2 ==60 ∑⎜⎟ nTi i 60× 1() 1× 0,53+ 0,7×× 0,47 46 19200= 3,1× 10 ⎝⎠M max n1 485 Với: nv2 == =125 ( /p ) u1 3,88 6 ' NNNtd2 >= o;51 o ×0 nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất kN = 1 cho cả hai bánh răng. 2 Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ −1 =×=0,43 600 258 (Nmm / ) 2 Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ −1 =×=0,43 500 215 (Nmm / ) 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 k '' σ =≈on −1 N (3.5[1]) []u nKσσ nK 13
19. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV 1,5× 258× 1 Bánh nhỏ: []σ ==143,3 (Nmm /2 ) u1 1, 5× 1, 8 1,5× 215× 1 Bánh lớn: []σ ==119,4 (Nmm /2 ) u2 1, 5× 1, 8 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: KKK= tt d =1, 3 (3.19[1]) b 4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng: ψ ==0, 4 A 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 Ai≥±(1)3 ⎜⎟ ⎜⎟σψin ⎝⎠[]tx A 2 Với: - i : tỉ số truyền, iu= 2 = 2,77 σ = 422(Nmm /2 ) - [ ]tx : ứng suất tiếp cho phép. 125 - n==46 (v /p ) : số vòng quay của bánh bị dẫn. 2 2, 77 - Nk= 3, 58 (W ) 2 ⎛⎞1,05×× 106 1,3 3,67 ⇒≥A (2,77 + 1) 3 ⎜⎟ ≈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 An 2π 226× 125 vm==1 =0,785 ( /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: bA=ψ A =×0,4 226 = 90,4 (mm ) . Chọn: bm= 90(m ) 2A 2× 226 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: dm== =120 (m ) 1 i ++12,771 b 90 Do đó: ψ d == ≈0,75 , tra bảng 3-12[1] ta được: Ktt = 1, 05 d1 120 Tra bảng 3-13[1] ta được: Kd =1,1 Vậy ta có hệ số tải trọng là: KKK= tt 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 3 A ==Amsb 3 226 = 215 (m ) Ksb 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: mmn =÷(0,01 0,02)215 =÷ (2,15 4,3) m. Chọn: mmn = 3 m. 2A 2× 215 Số răng của bánh răng nhỏ: Z == =38 (3.24[1]) 1 mi(1)3(2,771)±+ Số răng của bánh răng lớn: ZZu212= =×38 2,77 = 105,3. Chọn: Z2 =105 Bề rộng bánh răng: bA==×=ψ 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: 66 19,1×××× 10KN 19,1 10 1,12 3,67 2 σ u1 ==22 =27,7 (Nmm / ) . ym Zn2 b 0,764××× 3 38 125 × 86 σσ<=143,3 (Nmm /2 ) Thỏa mãn điều kiện: u1 [ ]u1 Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn: y1 27,7× 0,476 2 σσuu21== =25,5 (Nmm / ) . y2 0,517 σσ<=119,4 (Nmm /2 ) Thỏa mãn điều kiện: u2 [ ]u2 10. Bảng tổng hợp thông số hình học chủ yếu của bộ truyền cấp chậm: Thông số Bánh răng dẫn Bánh răng bị dẫn Modul m = 3 Số răng Z1 = 38 Z2 =105 Góc ăn khớp α = 20o Đường kính vòng chia dm1 =114 (m ) dm2 = 315 (m ) Khoảng cách trục A = 214,5 (mm ) Chiều rộng bánh răng bm= 86 (m ) Đường kính vòng đỉnh răng Dme1 =120 (m ) Dme2 = 321 (m ) Đường kính vòng chân răng Dmi1 =106,5 (m ) Dmi2 = 307,5 (m ) 11. Tính lực tác dụng lên trục: 2M 2××× 9,55 106 3,58 Lực vòng: PN==x =4920 ( ) d 114× 125 o Lực hướng tâm: PPtgr =×α =4920 × tg 20 = 1790 ( N ) 15
21. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V Phần V THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN ™ Chọn vật liệu cho trục: chọn vật liệu làm trục là thép 45, CT6. Theo bảng số liệu 7-1[1] ta có: - []σ = 70(/Nm2 ) 2 - σ b ≥ 600 (Nmm / ) 2 - σ −1 ≥ 260 (Nmm / ) - [τ ] = 35 (MPa ) : ứng suất xoắn cho phép (trang 115 [1]). I. Thiết kế trục: 9 Tính sơ bộ đường kính của các trục (7.1[1]): M 72927 x 3 - Trục I: dmsb1 ==3 ≈22 (m ) 0, 2[τ ]x 0, 2× 35 2 Với: moment xoắn: M x = 72927 (Nmm / ) M 274675 x 3 - Trục II: dmsb2 ==3 ≈34 (m ) 0, 2[τ ]x 0, 2× 35 2 Với: moment xoắn: M x = 274675 (Nmm / ) M 739087 x 3 - Trục III: dmsb3 ==3 ≈47 (m ) 0, 2[τ ]x 0, 2× 35 2 Với: moment xoắn: M x = 739087 (Nmm / ) Ta chọn trị số dsb ≈ 45 (mm ) để xác định ổ đỡ. Ở đây, ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cỡ trung bình, số hiệu 309 có bề rộng B = 25 (mm), (bảng 14P [1]) 9 Tính gần đúng chiều dài trục: Để tính chiều dài của trục ta chọn các kích thước sau: Khe hở giữa các bánh răng : 10 ( mm ) Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : 10 ( mm ) Khe hở giữa thành trong của hộp và mặt bên của ổ lăn : 10 ( mm ) Chiều rộng ổ lăn : 25 ( mm ) Chiều rộng bích (bảng 10.10a[1]), chọn bulông M12 : 23 ( mm ) Khe hở giữa bulông và bánh đai : 10 ( mm ) Theo mô hình bản vẽ phác hộp giảm tốc ở trang sau ta xác định sơ bộ chiều dài mỗi trục theo các kích thước: a, b, c, d, e, l. Ở đây, ta phải làm bạc chắn dầu để bảo vệ mỡ trong bộ phận ổ, chúng ta không thể dùng dầu bắn toé để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc vòng của bánh răng thấp hơn 3 (m/s). 16
22. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V Hình vẽ phác thảo hộp giảm tốc. 1. Trục I: 9 Thông số đầu vào của trục I: Công suất : 3,8 ( kW ) Số vòng quay : 485 ( vòng/phút ) Moment xoắn : 72927 ( N/mm ) o Tính sơ bộ đường kính trục: M 72927 x 3 dmsb1 ==3 ≈ 22 (m ) (7.1[1]) 0, 2[τ ]x 0, 2× 35 Theo tiêu chuẩn (trang 133[1]) ta chọn d = 25 (mm ) , chọn ổ bi đỡ cỡ trung bình mang số hiệu 308 (bảng 14P[1]), với bề rộng ổ: B = 23(mm ) . o Xác định chiều dài trục dùng cho tính toán: - lm= 70 (m ) - em= 55 (m ) - cm= 75 (m ) o Các lực tác dụng: - Lực căng đai: Rd = 456 (N ) - Lực vòng: 29,55103,78×××6 P P==2523 (N ) ⇒===PP12 1261,5 (N ) 59× 485 112 - Lực hướng tâm: 2523×tg 20o P PN==931 ( ) ⇒===PP12r 465,5 (N ) r cos9,6o rr112 - Lực dọc trục: P Ptg=×2523 9,6o = 427 (N ) ⇒===PP12a 213,5 (N ) a aa112 17
23. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V 1 2 P1 P1 z M x 1 A 1 2 Pa1 Pa1 D y E B 1 C 2 Pr1 Pr1 Rd 55 150 55 70 MxNmm() 25575 25575 29218 94565 76190 31920 MyNmm() MzNmm() 3643,5 72927 Sơ đồ phân tích lực của trục I o Xác định moment tương đương theo thuyết bền IV và tính lại đường kính trục tại các điểm A, B, C, D, E. 9 Tại A: M td = 0 22 2 9 Tại B: M td =++×=29218 76190 0,75 36463,5 87497(Nmm ) M td 87497 dm≥=3 3 =23,2 (m ) B 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 9 Tại C: M td =++×=29218 94565 0,75 72927 117410 (Nmm ) M td 117410 dm≥=3 3 =25,6 (m ) C 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 9 Tại D: M td =+0 31920 + 0,75 × 72927 = 70765 (Nmm ) M td 70765 dm≥=3 3 =21,6 (m ) D 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 9 Tại E: M td =++×0 0 0,75 72927 = 63157 (Nmm ) M td 63157 dm≥=3 3 =20,8 (m ) E 0,1[σ ] 0,1× 70 9 Dựa vào các điều kiện trên và công nghệ ta chọn các thông số trục I theo tiêu chuẩn ( trang 133 [1]) như sau: d AB==25 (mm ); d 30 ( mm ) ddCD==30 (mm ); 25 ( mm ) dmmE = 22 ( ) 18
24. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V 2. Trục II: 9 Thông số đầu vào của trục II: Công suất : 3,69 (kW) Số vòng quay : 128 (vòng/phút) Moment xoắn : 274675 (N/mm) o Tính sơ bộ đường kính trục: M 274675 x 3 dmsb2 ==3 ≈34 (m ) (7.1[1]) 0, 2[τ ]x 0, 2× 35 Theo tiêu chuẩn (trang 133[1]) ta chọn d = 40 (mm ) , chọn ổ bi đỡ cỡ trung bình mang số hiệu 308 (bảng 14P[1]), với bề rộng ổ: B = 23(mm ) . o Xác định chiều dài trục dùng tính toán: - em= 55 (m ) - cm= 75 (m ) - dec=+=+=2( ) 2(55 75) 260 (mm ) o Các lực tác dụng: - Lực tác dụng tại vị trí hai bánh răng ngoài: P 2523 Lực vòng: PP12==η = ×0,98 = 1236 (N ) 2222br P 931 Lực hướng tâm: PP12==r η = ×0,98 = 456(N ) rr2222 br P 427 Lực dọc trục: PP12==a η = ×0,98 = 209 (N ) aa2222 br - Lực tác dụng tại vị trí bánh răng giữa: 2M 2××× 9,55 106 3,58 Lực vòng: PN==x =4920 ( ) d 114× 125 o Lực hướng tâm: PPtgr =×α =4920 × tg 20 = 1790 ( N ) o Tính moment tương đương theo thuyết bền IV và tính lại đường kính trục tại các điểm A, B, C, D, E. Theo sơ đồ phân tích lực ở trang sau: - Tại A: M td = 0 22 2 - Tại B: M td =++×=76375 203280 0,75 140220 248810 (Nmm ) M td 248810 dm≥=3 3 =32,8 (m ) B 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 - Tại C: M td =++×=143482 387780 0,75 140220 430937 (Nmm ) M td 430937 dm≥=3 3 =39,48 (m ) C 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 - Tại D: M td =++×=76375 203280 0,75 140220 248801 (Nmm ) M td 248801 dm≥=3 3 =32,8 (m ) D 0,1[σ ] 0,1× 70 19
25. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V - Tại E: M td = 0 1 2 Pa2 Pa2 z Pr 2 1 P P2 2 1 2 x A Pr 2 P E y r 2 B C D P 55 150 55 143482 76375 76375 24145 24145 MxNmm() MyNmm() 203280 203280 387780 MzNmm() 140220 140220 Sơ đồ phân tích lực trục II 9 Dựa vào các số liệu trên và xuất phát từ những yêu cầu về lắp ghép và tính công nghệ ta chọn các thông số trục II theo tiêu chuẩn (trang 133[1]), riêng thông số tại A ta chọn đường kính theo moment tương đương tính tại mặt cắt phía bên trái điểm B như trên sơ đồ phân tích lực trục II. Ta có: 22 2 M td =++×=24145 203280 0,75 0 204709 (Nmm ) M td 204709 dm≥=3 3 =30,8 (m ) A 0,1[σ ] 0,1× 70 Từ đó ta chọn đường kính như sau: d A = 35 (mm ) dB = 40 (mm ) dC = 45 (mm ) dD = 40 (mm ) dmE = 35 (m ) 20
26. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V 3. Trục III: 9 Thông số đầu vào: Công suất : 3,58 (kW) Số vòng quay : 46 (vòng/phút) Moment xoắn : 739087 (N/mm) o Tính sơ bộ đường kính trục: M 739087 x 3 dmsb3 ==3 ≈47 (m ) 0, 2[τ ]x 0, 2× 35 Theo tiêu chuẩn (trang 133[1]) ta chọn d = 50 (mm ) , chọn ổ bi đỡ cỡ trung bình mang số hiệu 310 (bảng 14P[1]), với bề rộng ổ: B = 27(mm ) o Xác định chiều dài trục dùng cho tính toán (theo sơ đồ vẽ phác): - am= 130 (m ) - bm= 130 (m ) - dm= 90(m ) o Các lực tác dụng: 2M 2××× 9,55 106 3,58 - Lực vòng: PN==x =4920 ( ) d 114× 125 o - Lực hướng tâm: PPtgr =×α =4920 × tg 20 = 1790 ( N ) P z x M A P C y B r D 130 130 90 MxNmm() 116350 319800 MyNmm() 759465 MzNmm() Sơ đồ phân tích lực trục III 21
27. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V o Tính moment tương đương theo thuyết bền IV và tính lại đường kính trục tại các vị trí: A, B, C, D. - Tại A: M td = 0 22 2 - Tại B: M td =++×=116350 319800 0,75 759465 740540 (Nmm ) M td 740540 dm≥=3 3 =47,29 (m ) B 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 - Tại C: M td =++×0 0 0,75 759465 = 657176 (Nmm ) M td 657176 dm≥=3 3 =45,46 (m ) C 0,1[σ ] 0,1× 70 22 2 - Tại D: M td =++×0 0 0,75 759465 = 657176 (Nmm ) M td 657176 dm≥=3 3 =45,46 (m ) D 0,1[σ ] 0,1× 70 o Theo số liệu tính toán, tiêu chuẩn lắp ghép và tính công nghệ, theo tiêu chuẩn (trang 133[1]) ta chọn các kích thước trục như sau: dmA = 55 (m ) dm= 60 (m ) B dmC = 55 (m ) dmD = 50 (m ) 9 Kiểm nghiệm trục: Hệ số an toàn được tính theo công thức sau: nn nn=≥στ [] (7.5[1]) nnστ+ Với: o nσ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: σ −1 nσ = (7.6[1]) kσ σψσam+ σ εβσ o nσ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: τ −1 nσ = (7.6[1]) kτ τψτam+ τ εβτ o σ −1 : giới hạn mỏi uốn σ −1 ≈÷(0,4 0,5)σ b o τ −1 : giới hạn mỏi xoắn τ −1 ≈÷(0,2 0,3)σ b o σ a : biên độ ứng suất pháp 22
28. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V σ −σ σ = max min a 2 o τ a : biên độ ứng suất tiếp τ −τ τ = max min a 2 o σ m : trị số trung bình của ứng suất pháp σ +σ σ = max min m 2 o τ m : trị số trung bình của ứng suất tiếp τ +τ τ = max min m 2 τ max M x Do ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: ττam== = 22Wo π dbtdt32()− o W : moment cản uốn. Wa≈− (7.3 ) 32 2d π dbtdt32()− o W : moment cản xoắn. Wa≈− (7.3 ) o o 16 2d 2σ −1 −σ o o ψ σ : hệ số ứng suất. ψ σ = σ o 2τ −1 −τ o o ψτ : hệ số sức bền mỏi. ψ τ = τ o Dựa vào tiêu chuẩn của vật liệu chế tạo trục và các bảng tra ta chọn các số liệu sau: σσ≈÷(0,4 0,5) =×= 0,45 600 270(Nmm2 ) −1 b 2 τσ−1 ≈÷(0,2 0,3)b =×= 0,25 600 150(Nmm ) ψ ≈ 0,1 σ ψ τ ≈ 0,05 β = 1 Theo bảng 7.4[1] ta chọn: εστ= 0,86;ε = 0,75 Theo bảng 7.8[1] ta chọn: kkστ=1, 63;= 1, 5 Tập trung ứng suất do lắp căng, chọn áp suất là 30(Nmm2 ) , tra bảng 7-8[1] ta kk⎛⎞ k có: στ=⇒=+2,5 1 0,6⎜⎟ σ −= 1 1,9 εεστ⎝⎠ ε σ 23
29. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V Bảng tổng hợp kết quả: Thông số Trục I Trục II Trục III Mặt cắt nguy hiểm C-C C-C B-B M x (Nmm) 72927 274675 759465 M u (Nmm) 98976 413474 340308 W (bảng 7.3b[1]) 2320 7800 18760 Wo (bảng 7.3b[1]) 4970 16740 40000 2 40 48 16 σ a ()Nmm 2 7,3 8,2 9,5 ττam= ()Nmm nσ 2,7 2,25 6,75 nτ 10 7,2 6,2 n 2,6 2,1 4,56 Ta thấy các hệ số an toàn đều thỏa. Các hệ số an toàn cho phép thường chọn từ 1, 5÷ 2, 5 II. Thiết kế và chọn then: 9 Ở đây, chúng ta chọn then bằng theo TCVN cho tất cả các mối ghép then. Chọn tiết diện và rãnh then theo TCVN 149 – 64 (bảng 7-23[1]). Chọn chiều dài then theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-24[1]). 9 Điều kiện bền dập trên mặt cạnh của then khi làm việc được tính theo công thức: 2M σσ=≤x [],(/Nmm2 ) (7.11[1]) dddtl 9 Điều kiện bền cắt của then: 2M ττ=≤x [],(Nmm /2 ) (7.12[1]) ccdbl 9 Theo bảng 7-20[1] và 7-21[1] ta chọn: [σ ]= 100(Nmm /2 ) d 2 []τ c = 87(Nmm / ) 1. Trục I: Moment xoắn cần truyền: M x = 72927(Nmm ) Ta lập bảng như sau: 2 2 Vị trí d (mm) bh× (mm) t (mm) l (mm) σ d (/Nmm ) τ c (/Nmm ) B 30 10× 8 4,5 28 38,6 17,4 C 30 10× 8 4,5 28 38,6 17,4 E 22 87× 4,0 32 51,8 25,9 Vậy các then trên trục I đều đảm bảo độ bền. 24
30. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V 2. Trục II: Moment xoắn cần truyền: M x = 274675(Nmm ) Ta lập bảng như sau: 2 2 Vị trí d (mm) bh× (mm) t (mm) l (mm) σ d (/Nmm ) τ c (/Nmm ) B 40 12× 8 4,5 32 95,4 35,7 C 45 14× 9 5, 0 70 34,9 12,5 D 40 12× 8 4,5 32 95,4 35,7 Vậy các then trên trục II đều đảm bảo độ bền. 3. Trục III: Moment xoắn cần truyền: M x = 759465(Nmm ) Ta lập bảng như sau: 2 2 Vị trí d (mm) bh× (mm) t (mm) l (mm) σ d (/Nmm ) τ c (/Nmm ) B 60 18× 11 5,5 70 65,8 20,1 D 50 18× 11 5,5 55 98,6 30,7 Vậy các then trên trục III đều đảm bảo độ bền. 25
31. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần VI Phần VI: CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC I. Chọn ổ lăn: 9 Theo cấu tạo của hộp giảm tốc, do không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy cho tất cả các trục. 1. Trục I: 465,5 (N) 465,5 (N) A D z x y 1384,3 (N) 683,7 (N) Sơ đồ chọn ổ cho trục I 22 o Phản lực tại A: FNA =+=465,5 1383,7 1460( ) 22 o Phản lực tại D: FND =+=465,5 683,7 827( ) Tính gối đỡ cho A vì A có lực lớn. Xác định hệ số làm việc của ổ lăn: CQnh= ()0,3 Với: Q : tải trọng tương đương, (daN). Q=146( dnN ) n : số vòng quay, (vòng/phút). n = 485 h : thời gian phục vụ, (giờ). h =19200 ⇒=C 146(485 × 19200)0,3 = 17992 Tra bảng 14P[1], ứng với đường kính 25(mm) chọn ổ bi đỡ cỡ trung ký hiệu 305. Có: Đường kính ngoài : 62 (mm) Bề rộng ổ : 17 (mm) C : 27000 2. Trục II: 439 (N) 439 (N) A E z x y 3696 (N) 3696 (N) Sơ đồ chọn ổ cho trục II 26
32. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần VI 22 o Phản lực tại A: FNA =+=439 3696 3722( ) 22 o Phản lực tại E: FNE =+=439 3696 3722( ) Tính gối đỡ cho A và E. Xác định hệ số làm việc của ổ lăn: CQnh= ()0,3 Với: Q : tải trọng tương đương, (daN). Q= 372,2( dnN ) n : số vòng quay, (vòng/phút). n =128 h : thời gian phục vụ, (giờ). h =19200 ⇒=C 372,2(128 × 19200)0,3 = 30756 Tra bảng 14P[1], ứng với đường kính 35(mm) chọn ổ bi đỡ cỡ trung ký hiệu 307. Có: Đường kính ngoài : 80 (mm) Bề rộng ổ : 21 (mm) C : 40000 3. Trục III: 877 (N) 877 (N) A C z x y 2411 (N) 2411 (N) Sơ đồ chọn ổ cho trục III 22 o Phản lực tại A: FNA =+=877 2411 2566( ) 22 o Phản lực tại C: FNC =+=877 2411 2566( ) Tính gối đỡ cho A và C. Xác định hệ số làm việc của ổ lăn: CQnh= ()0,3 Với: Q : tải trọng tương đương, (daN). Q= 256,6( dnN ) n : số vòng quay, (vòng/phút). n = 46 h : thời gian phục vụ, (giờ). h =19200 ⇒=C 256,6(46 × 19200)0,3 = 15598 Tra bảng 14P[1], ứng với đường kính 50(mm) chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ, rộng vừa ký hiệu 110. Có: Đường kính ngoài : 80 (mm) Bề rộng ổ : 15 (mm) C : 25000 27
33. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần VI II. Nối trục đàn hồi: 9 Nối trục đàn hồi gồm hai nửa nối trục lắp cố định với hai trục và bộ phận đàn hồi để ghép hai nửa nối trục với nhau. Ngoài khả năng bù được các sai lệch của trục nhờ biến dạng của các chi tiết đàn hồi, nối trục đàn hồi còn có thể: Giảm va đập và chấn động. Đề phòng được cộng hưởng do dao động xoắn gây nên Trong một số trường hợp sử dụng nối trục đàn hồi làm tăng tuổi thọ của cơ cấu chịu tác động của tải trọng động nhiều lần. 9 Trong bài này ta sử dụng nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo tương tự như nối trục đĩa nhưng được thay bằng chốt có bọc vòng đàn hồi bằng cao su. Vật liệu làm nối trục: thép rèn 35 Vật liệu làm chốt: thép 45 thường hóa. Nối trục vòng đàn hồi đơn giản dễ chế tạo và giá rẻ nên được dùng rộng rãi. 9 Tiến hành chọn thông số của bộ nối trục đàn hồi theo bảng 9.11[1] ta có: Đường kính trục (d) : 48(mm) Đường kính đĩa (D) : 190(mm) Chiều dài bộ nối (l ) : 112(mm) Đường kính chốt ( dc ) : 18(mm) Chiều dài chốt (lc ) : 42(mm) Ren : M 12 Số lượng chốt (Z) : 10 Đường kính ngoài của vòng đàn hồi : 35(mm) Chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi (lv ) : 36(mm) 9 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su (công thức 9.22[1]) 2KM x σ dd=≤[]σ ZDov l d c Với: 2 - []σ d = 2(/Nmm ) - K =1, 2 : hệ số tải trọng động (bảng 9.1[1]) - M x = 739(Nm ) - DDdoo= −=190 −= 36 154(mm ) 2××× 1,25 739 103 ⇒=σ =1, 85 (Nmm /2 ) : thỏa điều kiện sức bền dập. d 10××× 154 18 36 9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt (công thức 9.23[1]) KMxc l 2 σ uu=≤3 []σ , chọn [σ ]u =÷ (60 80)Nmm / 0,1ZDoc d 1,25××× 739 103 42 σ ==43,2(Nmm /2 ) : thỏa điều kiện sức bền uốn. u 0,1×× 10 154 × 183 28
34. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần VII Phần VII CHỌN THÂN MÁY, BULÔNG, CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP I. Cấu tạo vỏ hộp: 9 Chọn vỏ hộp đúc, vật liệu làm vỏ hộp là gang xám Để đảm bảo cho công nghệ chế tạo và lắp ráp, ta chia vỏ hộp thành hai phần: nắp và thân. Mặt phân chia phải đi qua đường tâm của các trục, thân và nắp hộp được ghép với nhau bằng bulông, mặt bích lắp ghép phải được gia công phẳng. Phần nắp có cửa để quan sát sự ăn khớp của răng sau khi lắp ráp và rót dầu bôi trơn, có lổ thông hơi và lổ lắp bulông vòng để việc di chuyển hộp giảm tốc được dễ dàng. Phần thân có thước đo dầu bôi trơn, phần đáy phải được đúc sao cho nghiêng 1o÷ 2o để việc tháo dầu dễ dàng và thuận tiện hơn. 9 Kích thước vỏ hộp: Bảng 10.9[1] cho phép ta xác định được kích thước các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp như sau: Chiều dày thành thân hộp : 9 (mm) Chiều dày thành nắp hộp : 8 (mm) Chiều dày mặt bích dưới của thân : 15 (mm) Chiều dày mặt bích trên của nắp : 13 (mm) Chiều dày đáy hộp không có phần lồi : 10 (mm) Chiều dày gân ở thân hộp : 8 (mm) Chiều dày gân ở nắp hộp : 7 (mm) Chiều dày phần bích ở đáy : 20 (mm) Đường kính bulông nền : 20 (mm) Đường kính bulông cạnh ổ : 16 (mm) Đường kính bulông ghép nắp vào thân : 10 (mm) Đường kính bulông ghép nắp ổ : 8 (mm) Đường kính bulông ghép nắp cửa thăm : 6 (mm) Với khoảng cách trục 144 x 214 tra bảng 10.11a[1] và 10.11b[1] ta chọn bulông vòng M16 với số lượng là 2 cái. Chọn sơ bộ chiều dài hộp L = 600 (mm) Chọn sơ bộ chiều rộng hộp B = 350 (mm) LB+ 600+ 350 Số lượng bulông nền n: n ===3,8 . Chọn n = 4 200÷ 300 250 II. Bôi trơn hộp giảm tốc: 9 Bôi trơn bộ truyền bánh răng: do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm bánh răng trong hộp dầu, mức dầu thấp nhất phải ngập chân răng của bánh răng dẫn trục I, như vậy sẽ có hao phí năng lượng do lực cản của dầu, tuy nhiên do vận tốc bánh răng trong hộp nhỏ (v = 0,785m/s) nên hao phí không đáng kể. 29
35. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần VII Theo bảng 10.17[1] chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng là 116 centistốc hoặc 16 độ Engle và theo bảng 10.20[1] chọn loại dầu AK20. 9 Bôi trơn ổ lăn: bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp nên dầu không thể bắn tóe lên ổ. Ta có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60oC÷ 100oC và vận tốc dưới 1500 vòng/phút (bảng 8.28). Lượng mỡ chứa 2/3 chổ trống của bộ phận ổ. III. Dung sai lắp ghép: Căn cứ vào yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 9 Dung sai ổ lăn: Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, lắp ghép theo hệ thống lổ. Để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc nên ta chọn mối ghép trung gian có độ dôi rất nhỏ h6 theo hệ thống trục. Vòng ngoài lắp theo hệ thống lổ, vòng ngoài không quay nên chịu tải cục bộ, để ổ có thể dịch chuyển dọc trục một lượng nhỏ khi làm việc, khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc nên chọn kiểu lắp trung gian H7. 9 Dung sai lắp ghép bánh răng và bánh đai: Bộ truyền chịu tải va đập nhẹ, mối lắp không yêu cầu phải tháo lắp thường xuyên nên chọn kiểu lắp H7/m6. 9 Lắp ghép nắp ổ và thân: Do mối lắp cần tháo lắp dễ dàng và có thể điều chỉnh được nên chọn kiểu lắp lỏng H7/e8. 9 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng tháo lắp ta chọn kiểu lắp trung gian H7js6. 9 Lắp chốt định vị: Chọn kiểu lắp chặt đảm bảo độ đồng tâm cao và không bị ứng suất: H7u8 9 Lắp ghép then: Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 Trên các chi tiết máy như bánh răng, khớp nối chọn kiểu lắp Js9/h9. Theo chiều cao sai lệch giới hạn kích thước then là h11 Theo chiều dài sai lệch giới hạn kích thước then là h14. IV. Chọn các chi tiết máy phụ khác: 1. Nắp ổ lăn: o Chọn kích thước nắp ổ: Dựa theo các đường kính vòng ngoài của ổ và bảng 10-10b [1], ta chọn kích thước của nắp, bề dày nắp ổ xác định theo bề dày của vỏ hộp giảm tốc. o Tác dụng của nắp ổ lăn: Cố định trục theo phương dọc trục: Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ lăn và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc, nắp ổ lắp với thân hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. 30
36. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần VII Che kín ổ lăn: Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất ( bảng 8-29 trang 203 [1]) 2. Vòng phớt: Có tác dụng ngăn không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộp giảm tốc. Chọn vòng phớt theo tiêu chuẩn ISO 6194. 3. Vòng chắn dầu: Có tác dụng không cho dầu và mỡ tiếp xúc nhau 4. Chốt định vị: Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và thân của hộp giảm tốc, dùng 2 chốt định vị mà khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng hỏng và giúp cho việc lắp ghép hộp giảm tốc được dễ dàng hơn. Chốt định vị dùng chốt côn theo ISO 2339 được làm bằng thép CT3 5. Nắp cửa thăm: Có tác dụng để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và khi đổ dầu vào trong hộp, quan sát sự an khớp giữa các bánh răng. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Nắp cửa thăm được chế tạo kết hợp với bộ phận thông hơi ở tay cầm. Kích thước nắp cửa thăm được lấy theo tiêu chuẩn bảng 10-12[2] 6. Bulong tách nắp và thân: o Dùng để tách nắp và thân. o Chọn bulong M10 x 40 tiêu chuẩn ISO 4014 7. Que thăm dầu: o Là chi tiết dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc. o Kích thước được chọn theo tiêu chuẩn (trang 289 [2]). 8. Nút tháo dầu: o Dùng tháo dầu cũ, bẩn ra khỏi hộp giảm tốc o Chọn loại nút theo tiêu chuẩn DIN 910, kích thước M20 x 2. 31
37. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm_ Thiết Kế Chi Tiết Máy _ Nhà xuất bản giáo dục, 2005. 2. Nguyễn Hữu Lộc _ Cơ sở Thiết Kế Máy _ Nhà xuất bản đại học quốc gia TP.Hồ Chí Minh, 2004 3. Phan Thị Bích Nga _ Bài tập Cơ Ứng Dụng _ Nhà xuất bản đại học quốc gia TP.Hồ Chí Minh, 2003. 4. Trần Hữu Quế _ Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí, tập một _ Nhà xuất bản giáo dục, 2004. 5. Trần Hữu Quế, Đặng Văn Cứ, Nguyễn Văn Tuấn _ Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí, tập hai _ Nhà xuất bản giáo dục, 2004. 6. Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm, Hoàng Văn Ngọc, Lê Đắc Phong _,Tập Bản Vẽ Chi Tiết Máy _ Nhà xuất bản Trung học chuyên nghiệp, Hà Nội, 1978
38. Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật MỤC LỤC Tên Trang Phần I. Tìm hiểu hệ thống dẫn động thùng trộn 1 Phần II. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống 3 Phần III. Thiết kế bộ truyền đai thang 6 Phần IV. Thiết kế bộ truyền bánh răng 9 Phần V. Thiết kế trục và chọn then 16 Phần VI. Chọn ổ lăn và nối trục 26 Phần VII. Chọn thân máy, bulông, các chi tiết máy, bôi trơn và dung sai 29