đồ án môn học cơ sở thiết kế máy 2 đề tài thiết kế hệ dẫn động thùng trộn

Giữ vai trò đặc biệt quan trọng, sự phụ thuộc của con người đã đang vàtiếp tục được thay thế bởi máy móc tự động hóa, mà ở đó con người có thể điều khiển được hệthống dây truyền hoạt độn

chọn động cơ

Động cơ điện có thông số thỏa mãn +) P đc  11 W k  P ct  8.58 W k

Dựa vào phục lục P1.3 [1] ta chon động cơ có thông số sau:

Vận tốc quay, (vg/ph) cos η% max dn

Tỷ số truyền thực sự lúc này là: đ ch v c l n 1458 n = = ',5 n 53

1.2 : Phân bố tỷ số truyền.

Tỷ số truyền của hệ dẫn

Tỷ số truyền chọn sợ bộ là: hgt 13 u 

 n   Đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục, tỷ số truyền của cấp nhanh được lấy bằng cấp chậm:

Tỉ số cuối cùng của hộp giảm tốc :

1 2 3,60.3,60 12,96 u hgt  u u   Sai số tỷ số truyền hộp giảm tốc :

Công suất trên các trục

Công suất động cơ của trục II :

Công suất động cơ của trục I :

Số vòng quay trên các trục

Mô men xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục I là:

Momen xoắn trên trục II là:

473,38 9925,01 Momen xoắn trên trục III là:

Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật sau Trục

Thông số Động cơ I II III Công tác

TINH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

Chọn loại xích

Cách thông số đầu vào của động cơ và tỉ số của bộ truyền xích:

 Chọn loại xích ống con lăn có số

Xác định số răng của đĩa xích

Theo công thức: z 1  29 2  u x  29 2.2,12 24,76   => chọn z 1  25 răng

 Do đó số răng đĩa lớn là z 2  u x z 1  2,12.25 53  (răng) < z 2max  120

Vì z 2  z 2 max  120 răng nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện hạn chế độ tăng bước xích của bộ truyền xích ống.

Các hệ số điều kiện sử dụng

Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:

01 n 1 n 200 k = = =1,77 n 112,5 Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1].

Trong đó:- k 0  1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.

(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 60 o )

- k a  1 : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.

- k dc  1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.

(Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

- k d  1, 2 : Hệ số tải động, kể đến ảnh hưởng của tải trọng.

- k c  1, 25 : Hệ số kể đến độ làm việc của bộ truyền.

- k bt  1,3 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.

(Môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu))

Xác định số bước xích

Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n 01 0vg/ph, ta chọn truyền xích 1 dãy có bước xích p c 8,1mm.

Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] số vòng quay tới hạn n th  600 vg ph / nên điều kiện n n  th được thỏa mãn.

Tính toán vận tốc trung bình

Lực vòng có ích

Tính toán kiểm nghiệm bước xích

Do bước xích p c  38,1 mm thỏa mãn yêu cầu

Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn khoảng cách trục 40 a  p c  40.38,1 1524  mm

Tính chiều dài dây xích

Tính chính xác khoảng cách trục

Chọn 1530 a  mm (giảm khoảng cách trục  0, 002 0,004   a ).

Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây

Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]:

Kiểm nghiệm hệ số an toàn

Theo công thức (5.15) Tài liệu [1]: d t o v s= Q k F +F +F Trong đó:

 Q  127 kN : Tải trọng phá hỏng, khối lượng 1m xích q m  5,5 kg Theo bảng 5.2 Tài liệu [1]

 k đ  1, 2 : Hệ số tải trọng động, tải va đạp nhẹ và tải trọng máy bằng 150% tải trọng làm việc.

 F v  q v 2  5,5.1,78 2  17, 42 N :Lực căng do lực li tâm.

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang nghiêng

 Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo công thức (5.18) Tài liệu [1] ta có:

0, 42 k r  : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích( z 1  25 ). đ 1, 2

K  v : Hệ số tải trọng động( tải va đập nhẹ). đ 1 k  : Hệ số phân bố không đều tài trọng.

F   n p m    N : Lực va đập trên 1 dãy xích.

A  mm : Diện tích chiếu của bản lề.

Để cải thiện độ rắn bề mặt của thép 45, chúng ta cần đạt được độ cứng HB170, nhằm đảm bảo ứng suất tiếp xúc [σH]0 = 60 MPa, từ đó đảm bảo độ bền tiếp xúc cho bánh đĩa 1.

0, 23 k r  : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích( z 2  53 ). đ 1, 2

K  : Hệ số tải trọng động( tải va đạp nhẹ). đ 1 k  : Hệ số phân bố không đều tải trọng.

F   n p m    N : Lực va đập trên 1 dãy xích.

A  mm Diện tích chiếu của bản lề.

Thép 45 được tôi để cải thiện độ rắn bề mặt đạt HB210, giúp đảm bảo ứng suất tiếp xúc [σH] 0 = 60 MPa, từ đó nâng cao độ bền tiếp xúc cho bánh đĩa 2.

Lực tác dụng lên trục

Với k x  1,15 : Hệ số kể đến trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 60 o

 Lực căng do lực li tâm: F v  17, 42 N

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang nghiêm 1 góc < 40 o F 0  330,2 N

Xác định thông số đĩa xích

Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b Tài liệu [2]:

 Đường kính vòng đỉnh răng: a1 c

Với d 1  22, 23 tra bảng 5.2 Tài liệu [1].

 Đường kính vòng đáy răng:

2 2 2 643,14 2.11, 22 620,7 d f  d  r    mm Đường kính vành đĩa: v1 c

  Với 36, 2 h  tra bảng 5.2 Tài liệu [1].

Bảng 2.1: Thông số cơ bản của bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Công thức tính đĩa xích

Bánh dẫn Bánh bị dẫn

Số răng đĩa xích z 25 53 Đường kính vòng chia d 303,98mm 643,14mm Đường kính vòng đỉnh d a 320,64mm 661,06mm Đường kính vòng đáy d f 281,54mm 620,70mm Đường kính vành đĩa d v 258,15mm 598,57mm

Tính toán thiết kế các chi tiết máy

2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Đối với bộ truyền tải có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt, dựa trên bảng 6.1 trong tài liệu [1], chúng ta chọn vật liệu để chế tạo cập bánh răng.

 Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có

  ,  ch 1  580 MPa ,ta chọn độ rắn HB 1  250 HB

 Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có

  ,  ch 2  450 MPa , ta chọn độ rắn HB 2  235 HB

2.2.1.2 Ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép.

H σ =σ 0,9K s Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]:

Hệ số tuổi thọ K HL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:

N trong đó: N HE - số chu kỳ làm việc tương đương

N HO - số chu kỳ làm việc cơ sở m H - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c  1

Theo công thức (6.5) ta có:

N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

Do N HE 1  N HO 1 , N HE 2  N HO 2 nên K HL 1  K HL 2  1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s H  1,1 Theo công thức (6.1a) ta có:

   Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng :

MPa Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:

Với cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên K HL  1 do đó

   H min     H 2  490,9 b Ứng suất uốn cho phép.

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (K FC = 1), ta được:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, được tra cứu theo bảng 6.2 trong tài liệu [1].

Hệ số tuổi thọ K FL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].

Số chu kỳ cơ sở:

Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s F  1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

2.2.1.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng a) Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu [1]. ψ =0,28 ba

Ta suy ra giá trị ψ dựa vào công thức (6.16)Tài liệu [1] bd ψ =0,53.ψ ( bd ba u   1) 0,53.0, 28.(3,6 1) 0,68   b) Hệ số tập trung tải trọng K 

Khoảng cách trục được tính theo công thức (6.15a) Tài liệu [1]:

K a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T 2 : Mômen xoắn trên trục bị động

2.2.1.5 Thông số ăn khớp a) Môđun răng Khi 1, 2 350 H H  HB theo công thức (6.17)Tài liệu [1]

0,01 0, 02 w 2 4 m   a   mm chọn 2 m  theo tiêu chuẩn. b) Số răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiêng ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng β

20 o   β 8 o theo công thức 6.31Tài liệu [1] o o w w

Số răng bánh bị dẫn:

2 1 z =z uA.3,67,6 răng ta chọn z 2  149 răng

Ta tính lại tỷ số truyền thực:

Theo công thức (6.32)Tài liệu [1]

2.2.1.6 Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia:

2 2 mz 2.149 d = 313, 67 cosβ  cos18,19 o  mm Đường kính vòng lăn:

2 2 2 313,67 4 317,67 d a  d  m    mm Đường kính vòng đáy:

Bề rộng bánh răng: w1 w ba b =a ψ  200.0, 28 56mm 

2.2.1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1]. πd n 1 1 86,31.1458 v= = =6,62m/s

Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 8.

2.2.1.8 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v  6, 62 / m s và cấp chính xác 8 tra bảng P2.3[1] ta xác định hệ số tải trọng: K Hv  1,07; K Fv  1, 21

2.2.1.9 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực hướng tâm: arc 20 21, 06 cos cos18,19 tw tg tg a tg  arctg

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:

-Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng, theo công thức (6.34)[1] : w

-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z M  274 MPa 1/3

-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:

Giá trị trùng khớp ngang   :

                                  -Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]:

Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

- Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.

Y Y - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương

K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

Chiều rộng vành răng b w 1  56 5 61   và b w 2  56

Hệ số dịch chỉnh x 1  0 x 2  0 Đường kính vòng chia d 1  86,31 d 2  313, 67 Đường kính đỉnh răng d a 1  90,31 d a 2  317,67 Đường kính đáy răng d f 1  81,31 d f 2  308, 67

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm

2.2.2.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Đối với bộ truyền tải có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt, chúng ta sẽ chọn vật liệu làm cập bánh răng theo bảng 6.1 trong tài liệu [1].

 Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có  b 1  850 MPa ,

  , ta chọn độ rắn HB 1  250 HB

 Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có  b 2  750 MPa ,

  , ta chọn độ rắn HB 2  235 HB

2.2.2.2 Ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]:

Hệ số tuổi thọ K HL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:

N trong đó: N HE - số chu kỳ làm việc tương đương

N HO - số chu kỳ làm việc cơ sở m H - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c  1

Theo công thức 6.5 ta có

N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

Do N HE 1  N HO 1 , N HE 2  N HO 2 nên K HL 1  K HL 2  1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s H  1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng :

MPa Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:

Với cấp chậm dùng răng nghiêng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên K HL = 1, do đó

   H min     H 2  490,9 b Ứng suất uốn cho phép.

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (K FC = 1), ta được:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO được chọn, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, được tra cứu theo bảng 6.2 trong Tài liệu [1].

Hệ số tuổi thọ K FL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].

Số chu kỳ cơ sở:

Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s F  1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

2.2.2.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng a Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu [1]. ψ =0,3 ba

Ta suy ra giá trị ψ dựa vào công thức (6.16)Tài liệu [1] bd ψ =0,53.ψ ( bd ba u   1) 0,53.0,3.(3,6 1) 0,73   b Hệ số tập trung tải trọng K 

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w  200 mm

2.2.2.5 Thông số ăn khớp a) Môđun răng Khi H1, H2