ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CƠ ĐIỆN TỬ BÁO CÁO ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG HỌC KỲ 222 Đề 3 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG THÙNG QUAY LÀM SẠCH[.]
ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ – BỘ MƠN CƠ ĐIỆN TỬ BÁO CÁO ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG HỌC KỲ 222 Đề 3: THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG THÙNG QUAY LÀM SẠCH BA VIA SAU KHI DẬP – PHƯƠNG ÁN SỐ Giảng Viên Hướng Dẫn: THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT Mã mơn học: ME3145 Nhóm lớp: L02 Các Sinh Viên Cùng Thực Hiện Đồ Án – MSSV: 1/ HUỲNH ANH DUY – 2010997 2/ TRIỆU KHÁNH THI – 2010639 Giới thiệu sơ đồ hệ thống truyền động: Trục III Trục II Trục I Trục IV Hệ thống dẫn động gồm: 1: Động điện 2: Bộ truyền đai thang 3: Hộp giảm tốc bánh nghiêng cấp 4: Nối trục xích 5: Thùng quay Số liệu thiết kế: Lực vòng thùng, F(N): 1080 Quay chiều, làm việc ca Vận tốc vòng thùng, v(m/s): 2.4 (Làm việc 300 giờ/năm, giờ/ca) Đường kính thùng, D(mm): 590 Thời gian phục vụ, L(năm): Phần I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ Xác định công suất động phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động Hiệu suất toàn hệ thống: ηch =ηđ ηbrt ηol ηkn=0.95 × 0.9 ×0.992 ×1=0.894 Trong đó: + ηđ hiệu suất truyền đai thang: 0.95 + ηbrt hiệu suất bánh trụ bánh nghiêng (hộp giảm tốc cấp): 0.96 (được che kín) + η ol hiệu suất cặp ổ lăn: 0.99 + η kn là hiệu suất nối trục đàn hồi: Công suất trục công tác: Pct = Fv 1080 × 2.4 = =2.592 kW 1000 1000 Công suất cần thiết động cơ: Pcth= Pct 2.592 = =2.9 kW ηch 0.894 Tỷ số truyền sơ cho truyền hệ thống: ut =uđt ubrt ukn =4 ×4 ×1=16 Trong đó: + uđt tỷ số truyền truyền đai thang: uđt =4 + ubrt tỷ số truyền truyền bánh trụ bánh nghiêng hộp giảm tốc cấp: ubrt =4 + uđt tỷ số truyền nới trục: ukn =1 Ta tính số vịng quay sơ động cơ: n sb =nct ut =78× 16=1248 vòng/phút Với n ct số vòng quay trục công tác (trục thùng quay) n ct= Ta tiến hành lựa chọn động điện Động điện cần chọn thỏa điều kiện { { 60000 v (vòng/phút) πD Pđc ≥ P cth P đc ≥2.9 kW ⇔ nđc ≈ n sb n đc ≈ 1248 vòng/ phút Dựa vào bảng P1.1(1) (sách trịnh chất á), ta lựa chọn động kiểu K112M4 Kiểu Cơng suất Số vịng quay Hệ số cơng (kW) (vịng/phút) 3.0 1445 K112M4 Ta có tỉ số truyền thực: uch = suất IK I dn TK T dn 0.83 5.9 2.0 nđc 1445 = =18.526 nct 78 Giữ nguyên tỷ số truyền hộp giảm tốc uhgt =4 , ta tính lại tỷ số truyền truyền đai thang: uđt = u ch 18.526 = =4.6315 u hgt Lập bảng đặc tính: Cơng suất lên trục: P IV =P ct=2.592 P III= PIV 2.592 PIII 2.618 = =2.618 kW P II = = =2.727 kW ηol 0.99 ηbrt 0.96 Pđc =P I = PIII 2.727 = =2.900 kW ηđt ηđt 0.99 ×0.95 Số vịng quay trục: n I =nđc =1445 vòng/ phút n II = n đc nI nII 312 1445 = = =312 vòng / phútn IV =n III= = =78 vòng / phút uđt uđt 4.6315 uhgt Tính tốn momen xoắn lên trục: T I =30× 10 × Pđc 2.9 =30 ×10 × =19.16468 Nm=19164.68 Nmm π ×n đc π × 1445 T II =30 ×10 × T III =30 ×10 × T IV =30 ×10 × PI 2.727 =30 ×10 × =83.46452 Nm=83464.52 Nmm π × nI π ×312 P II 2.618 =30 ×10 × =320.51357 Nm=320513.57 Nmm π × nII π ×78 P ct 2.592 =30 ×10 × =317.33047 Nm=317330.47 Nmm π × nct π ×78 Bảng đặc tính: Trục Đặc tính Cơng suất P (kW) Số vịng quay n (vịng/phút) Tỷ số truyền u Momen xoắn T (N.mm) I II III IV 2.9 2.727 2.618 2.592 1445 312 78 78 uđt =4.6315 19164.68 uhgt =4 83464.52 u=1 320513.57 317330.47 Phần II: TÍNH CHỌN BỢ TRÙN ĐAI THANG { Cơng śt P I =2.9 kW ; Thông số đầu vào: Số vòng quay n I =14 45 vòng / phút ; Tỷ số truyền uđ =4.6315 Xác định các thông số của đai và bộ truyền: Theo tiêu chuẩn ISO 5292: 1995 (GOST 1824.3-96) , hình 4.22 và bảng 4.3 & 4.4 - Giáo trình Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc Ta chọn đai thang thường tiết diện A, có các thông số: b p=11 mm ; b o=1 mm ; h=8 mm ; y o =2.8 mm ; A 1=81 mm2 ; e=15 mm ; f =10 mm ; ho =3.3 mm ; γ =34 ° Theo bảng 4.13 - Giáo trình Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động khí tập 1, đường kính bánh đai nhỏ d 1=(100 ÷200) mm, chọn d 1=125 mm theo tiêu chuẩn dãy R20 Vận tốc đai v= π d n1 = π 125.1445 =9.458(m/s ) , nhỏ vận tốc tối đa cho 60000 60000 phép v max=25 m/ s Đường kính bánh đai lớn d 2=d u/( 1−ε ) Với ε =(0.01÷ 0.02)là hệ sớ trượt Chọn ε =0.02 ta đượcd 2=590.753 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn d 2=600 mm Tỷ số truyền trung bình bộ tryền đai: utb =d2 /d 1=4.8 Sai lệch so với giá trị chọn trước: 3.63% < 4% Theo bảng 4.14 - Giáo trình Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động khí tập 1, Chọn sơ bộ khoảng cách trục a=0.9 d 2=540 mm Công thức chiều dài đai: L=2 a+ 0.5 π ( d 1+ d2 )+(d2 −d 1)2 / a=2323.283(mm) Theo tiêu chuẩn, chọn chiều dài đai L=2500 mm - Nghiệm số vòng chạy của đai một giây: −1 −1 i=v / L=9.458/2.5=3.78 s α =120 ° - Xác định số đai z: z > P1 Trong đó: [P o ]Cα C L Cu C z C v C r [P o ]=2 kW : Công suất có ích cho phép theo GOST 1284.3-96 Bảng 4.8 Giáo trình Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc C α =1.24(1−e −α 1/ 110 )=0.885 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai C L =√ L/ L o=1.066 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai C u=1.14 :Hệ số xét đến ảnh hưởng của tí số truyền u C z =0.95 :Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng của các dây đai C v =1−0.05(0.01 v −1)=1.005 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc C r=0.7 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng (Dao động nhẹ, làm việc ca ) → z>1.765 , chọn z=2 đai Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài các bánh đai Chiều rộng bánh đai: B=(z−1)e +2 f =35(mm) Đường kính ngoài bánh đai nhỏ: d a 1=d 1+2 ho =131.6(mm) Đường kính ngoài bánh đai lớn d a 2=d 2+2 h o=606.6(mm) Lực căng đai ban đầu mỗi dây đai: F o=780 P1 K đ /(v C α z)+ F v Trong đó: K đ =1.2 là trị số của hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 - Giáo trình Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động khí tập F v =q m v 2=0.105 × 9.4582=9.393(N ) là lực căng lực ly tâm sinh q m=0.105 kg /m: Khối lượng một mét chiều dài đai theo bảng 4.22 - Giáo trình Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động khí tập → F o =171.537(N ) Lực tác dụng lên trục : F r=2 zF o sin(α /2)=639.445(N ) Lực vòng có ích F t=1000 P1 /v =306.619(N ) → Lực vòng mỗi dây đai F ' t=F t /z=153.309 (N ) Lực nhánh căng: F 1=Fo + 0.5 F t =324.8465(N ) Lực nhánh chùng: F 2=F o−0.5 Ft =18.2275( N ) Kiểm tra các thông số của đai thang: Kiểm tra điều kiện chống trượt của đai: Với hệ số ma sát ước lượng f =0.2 , hệ số ma sát tương đương cho đai thang: f ' =f /sin( γ/ 2)=0.684 → f 'α1 F 't(e 2( e f ' α1 +1) −1) =113.512(N )< F o=171.537(N )(α ¿¿ tínhtheo đơn vịrad )¿ Vậy đai thỏa mãn điều kiện chống trượt trơn Kiểm tra điều kiện bền kéo : [σ o ¿ A ≥ F o Trong đó: [σ o ¿ là ứng suất căng ban đầu cho phép Đối với đai thang, chọn [σ o ¿=1.2 MPa A=z A1=2× 81=162 mm là diện tích mặt cắt ngang của bộ truyền đai →[σ o ¿ A=194.4 N > F o=171.537 N → thỏa điều kiện bền kéo Ứng suất lớn nhất một dây đai: f'α 1000(P I / z) e −6 y o σ max= × f 'α + ρ v 10 + E=5.752( MPa) vA d1 e −1 1 σr m ( ) 10 → Tuổi thọ đai là : σ max Lh = =13194.824( giờ ) 2× 3600i Trong đó: ρ ≈ 1100 kg/m là khối lượng riêng tùy theo vật liệu đai E=100 MPa là môđun đàn hồi của đai m=8 là số mũ đường cong mỏi đối với đai thang σ r=9 MPa là giới hạn mỏi của đai thang Bảng đặc tính Thông số Kí hiệu Bánh đai dẫn Bánh đai bị dẫn Đai thang thường loại B Chiều dài đai L 2500 mm Khoảng cách trục a 636.26 mm Đường kính d d 1=125 mm d 2=¿ 600 mm Đường kính vòng ngoài da d a 1=131.6 mm d a 2=606.6 mm Lực căng đai ban đầu Fo 171.537 N Lực vòng có ích Ft 306.619 N Lực tác dụng lên trục Fr 639.445 N Phần III: Phần tính tốn truyền bánh trụ bánh nghiêng nằm hộp giảm tốc cấp III.1 Thơng số có: - Ta có tỷ số truyền truyền bánh trụ bánh nghiêng uhgt =4 - Công suất đầu vào P3=P II =2.727kW - Số vòng quay bánh dẫn n1 =nII =312 vòng/phút - Số vòng quay bánh bị dẫn n2 =nIII =78 vịng/phút - Mơ men xoắn lên trục bánh dẫn T 1=T II =83464.52 N.mm - Thời gian làm việc Lh=1800 h III.2 Lựa chọn vật liệu làm bánh dẫn bị dẫn: Dựa vào bảng 6.1 6.2 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động khí, ta lựa chọn sơ vật liệu làm bánh Thép 45: Kích thước Độ rắn Nhiệt S, mm, luyện không lớn Mặt Lõi răng Thường 80 hóa Giới hạn Giới hạn bền σ b, MPa chảy σ ch, MPa (MPa) 600 340 2HB + 70 HB 180 350 σ oHlim SH 1.1 σ oFlim (MPa) 1.8HB Dựa vào thông số loại thép ta chọn độ cứng cho bánh nhỏ bánh lớn sau: - Độ cứng bánh dẫn HB1 = 200 - Độ cứng bánh bị dẫn HB2 = 180 III.3 Tính tốn thơng số truyền: III.3.1 Tính tốn ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép: - Số chu kỳ làm việc sở: 2.4 N HO =30 HB =9.99× 10 chu kỳ N HO =30 HB 2.4 =7.76 × 10 chu kỳ N FO=N FO =N FO =4 ×106 chu kỳ - Số chu kỳ làm việc tương đương: N HE=N FE=N =60 cn Lh Trong đó: + c = số lần ăn khớp vòng quay SF 1.75 + n số vòng quay bánh + Lh=1800 h tổng thời gian làm việc hệ thống N FE =N HE =60 c n1 Lh=33.696× 10 chu kỳ 1 N FE =N HE =60 c n2 Lh =8.424 ×106 chu kỳ 2 - Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ 0Hlim =2 HB +70 σ 0Hlim =470 MPaσ 0Hlim =430 MPa- Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ H ]=σ 0Hlim [ σ H ]=σ 0Hlim ( ) K HL =427.27 MPa SH 1 ( ) K HL =390.91 MPa SH 2 Trong đó: + K HL =1 hệ số tuổi thọ bánh dẫn tính theo độ bền tiếp xúc N HE > N HO 1 + K HL =1 hệ số tuổi thọ bánh bị dẫn tính theo độ bền tiếp xúc N HE > N HO 2 [ σ H ]= ( [ σ H ]+ [ σ H ] 2 ) =409.09 MPa ≤ 1.25 [ σ H ]=1.25 [ σ H ]=488.6375 MPa => Thỏa điều kiện độ bền tiếp xúc cho phép - Giới hạn mỏi uốn: σ F lim ¿ =1.8 H B ¿ σ F lim ¿ σ F lim ¿ =360 MPa ¿ =324 MPa ¿ [ σ F ]=σ F lim ¿ 1 [ σ F ]=σ 0Flim 2 ( ( - Ứng suất uốn cho phép: K FC K F L SF ) =205.71 MPa¿ ) K FC K FL =185.14 MPa SF Trong đó: + K F L =1 hệ số tuổi thọ bánh dẫn tính theo độ bền uốn N F E > N F O 1 + K F L =1 hệ số tuổi thọ bánh bị dẫn tính theo độ bền n N F E > N F O 2 + K FC =1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, hệ thống tính truyền quay chiều ([ [ σ F ]= σ F ]+ [ σ F ] 2 ) III.3.2 Tính tốn sơ khoảng cách trục: =195.425 MPa √ a w =K a ( u+1 ) Trong đó: T K Hβ [σ H ] u ψ ba √ =43 ×5 × 83464.52× 0.936 =14 60 mm 409.09 × × 0.4 + K a =43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh loại răng, MPa1 /3 + T 1=83464.52 mô men xoắn trục bánh dẫn, N.mm + [ σ H ]=409.09 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép + u=4 tỷ số truyền truyền + ψ ba=0.4 hệ số phụ thuộc vào vị trí bánh độ rắn bề mặt + K Hβ=0.936 hệ số kể đên phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc (ψ b d =0.53 ×ψ ba × ( u+1 )=0.53× 0.4 ×5=1.06) - Dựa vào tiêu chuẩn SEV229-75, ta chọn giá trị tiêu chuẩn khoảng cách trục a w =160 mm III.3.3 Xác định mơ đun: m=( 0.01 ÷ 0.02 ) aw =1.6 ÷ 3.2 mm Ta chọn m theo giá trị tiêu chuẩn m=2.5 mm III.3.4 Xác định số góc nghiêng răng: Dựa vào điều kiện 20 °≥ a w ≥ °, ta tính số bánh dẫn: aw cos ° aw cos 20 ° ≥ z1 ≥ ⟺ 25.35 ≥ z ≥ 24.06 m ( u+1 ) m ( u+1 ) - Ta chọn z 1=25 ⇒ z 2=u z 1=4 ×25=100 Vậy ta có số bánh dẫn bánh bị dẫn 25 100 - Góc nghiêng răng: β=arccos (bỏ qua dịch chỉnh bánh răng) - Đường kính vòng chia: [ ] m( z 1+ z ) =12.43 ° aw { d 1=(m z 1)/(cos β)=64 mm d 2=(m z 2)/(cos β)=256 mm - Đường kính đỉnh răng: { d a 1=d +2 m=69 mm d a 2=d +2 m=2 61mm - Đường kính vòng đáy: { d f =d 1−2.5 m=57.75 mm ≈ 58 mm d f =d 2−2.5 m=249.75 mm ≈ 250 mm - Góc ăn khớp: tan 20 ° =20.44 °b w =ψ b d × d w1 =ψ bd × d 1=67.84 mm ≈ 68 mm cos β α t =arctan - Vận tốc vòng bánh răng: v= π d n1 =1.05 m/ s 60000 III.3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: [ σ H ]=Z M Z H Z ε √ T K H ( u+1 ) bw u d w1 =274 × 1.73× 0.77 × √ × 83464.52×1.0683 ×5 68 × ×64 ⟺ [ σ H ]=326.53 MPa ≤ [ σ H ] =409.09 MPa Trong đó: + Z M =274 hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp + Z H =1.73 hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, với: - ZH= √ √ 2cos βb 0.98 = 2× =1.73 ; sin 2α tw 0.65 - tan β b =cos α t × tan β=cos 20.44 ° × tan 12.43 °=0.21 ; α tw=α t =20.44 ° ; với β b góc nghiêng hình trụ sở + ε β hệ số trùng khớp dọc, cơng thức tính sau: ε = bw sin β =68 × sin 12.43 ° =1.86 β mπ 2.5 π + ε α hệ số trùng khớp ngang, cơng thức tính sau: [ ε α = 1.88−3.2× ( )] [ ( )] 1 1 + cos β = 1.88−3.2 × + cos 12.43 °⇔ ε α =1.68 ≥ z1 z2 25 100 √ + Z ε= =0.77 hệ số kể đến trùng khớp εα + K H =K Hβ K Hα K Hv hệ số tải trọng tính tiếp xúc, với: - K Hβ=0.936 hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành - K Hα =1.13 hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp, với vận tốc vòng v = 1.05 m/s, cấp xác - K Hv =1.01 hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp => Thỏa điều kiện bền tiếp xúc III.3.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn: σ F1= T K F Y ε Y β Y F 2T K F β K F α K F v Y ε Y β Y F = bw dw m bw dw m Trong đó: + T 1=83464.52 mô men xoắn bánh dẫn, N.mm + m=2.5 mô đun pháp, mm + b w =68 chiều rộng vành răng, mm + d w 1=d1 =64 , đường kính vịng lăn bánh dẫn, mm + Y ε = = =0.6 hệ số kể đến trùng khớp ε α 1.68 + Y β=1− β =0.91 hệ số kể đến độ nghiêng 140 + Y F ,Y F hệ số dạng bánh dẫn bánh bị dẫn dựa vào số tương đương hệ số dịch chỉnh, với: - số tương đương: zv= z ¿¿¿ Vậy ¿ không dịch chỉnh nên x = Y =3.90 => F Y F 2=3.60 { + K F=K F β K F α K F v hệ số tải trọng tính uốn, với: - K F β=1.007 hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính uốn - K F α =1.37 hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đơi đồng thời ăn khớp, với vận tốc vịng v = 1.05 m/s, cấp xác - K F v =1.04 hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp => σ F =46.88 MPa ≤ [ σ F ]=205.71 MPa σ F2= σF 1Y F2 3.6 =46.88 × =43.27 MPa ≤ [ σ F ]=185.14 MPa Y F1 3.9 Vậy thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn Bảng thông số hộp giảm tốc bánh nghiêng cấp Thông số Mô men xoắn T, N.mm Giá trị 83464.52 Tỷ số truyền u Bánh dẫn n1 Số vòng quay, Bánh bị dẫn n2 Vòng/phút Khoảng cách trục a w, mm Modun m, mm Số răng, Bánh dẫn z Bánh bị dẫn z Góc nghiêng β , độ Bánh dẫn d Bánh bị dẫn d Bánh dẫn d a Đường kính răng, mm Vòng đỉnh Bánh bị dẫn d a Bánh dẫn d f Vòng đáy Bánh bị dẫn d f Chiều rộng vành b w, mm Vịng chia Vận tốc vịng v, m/s Góc ăn khớp α tw, độ 312 78 160 2.5 25 100 12.43 64 256 69 261 58 250 68 1.05 20.44 ... sơ đồ hệ thống truyền động: Trục III Trục II Trục I Trục IV Hệ thống dẫn động gồm: 1: Động điện 2: Bộ truyền đai thang 3: Hộp giảm tốc bánh nghiêng cấp 4: Nối trục xích 5: Thùng quay Số liệu thiết. .. cấp III.1 Thông số có: - Ta có tỷ số truyền truyền bánh trụ bánh nghiêng uhgt =4 - Công suất đầu vào P3=P II =2.727kW - Số vòng quay bánh dẫn n1 =nII =31 2 vòng/phút - Số vòng quay bánh bị dẫn n2... =32 0.5 135 7 Nm =32 05 13. 57 Nmm π × nII π ×78 P ct 2.592 =30 ×10 × =31 7 .33 047 Nm =31 733 0.47 Nmm π × nct π ×78 Bảng đặc tính: Trục Đặc tính Cơng suất P (kW) Số vòng quay n (vòng/phút) Tỷ số truyền u Momen