Thong so dau vao

tham khảo chi tiết máy Đh sư phạm kỹ thuật tp hcm sử dụng để làm tiểu luận tham khảo chi tiết máy Đh sư phạm kỹ thuật tp hcm sử dụng để làm tiểu luận tham khảo chi tiết máy Đh sư phạm kỹ thuật tp hcm sử dụng để làm tiểu luận tham khảo chi tiết máy Đh sư phạm kỹ thuật tp hcm sử dụng để làm tiểu luận

Thông số đầu và2 - ádasd Hóa Đại cương (Trường Đại học Sư phạm Kỹ Thuật Thành phố Hồ Chí Minh)

Scan to open on Studocu

Thông số đầu và2 - ádasd Hóa Đại cương (Trường Đại học Sư phạm Kỹ Thuật Thành phố Hồ Chí Minh)

Scan to open on Studocu

Thông số đầu vào (cho trước)

a) Năng suất trộn Q (kg/h)

b) Đường kính (trong) thùng trộn D

c) Trọng lượng vật liệu trong thùng Gv (N)

d) Góc nâng vật liệu:  (rad)

e) Các hệ số:  = 1/3; m = 1/3; K = 200

f) Thùng trộn quay liên tục, có nghiêng của thùng so với phương ngang là  = 3o , vật liệu trộn cókhối lượng riêng  =1300 kg/m3 , bán kính R0 =D/3

Phần 1: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC

1 Tính toán tải, tốc độ quay thùng trộn :

- 𝑃2(kW), công suất trộn vật liệu

Phần 2 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 1.Thông số đầu vào:

1 Công suất làm việc của thùng trộn, 𝑃𝑙𝑣 = 4,96 Kw

2 Số vòng quay trên trục thùng trộn , 𝑛𝑙v = 73 ( vòng/ phút )

2.Chọn động cơ điện:

* Công suất cần thiết cho trục động cơ

Gọi P ctđc : Công suất cần thiết trên trục động cơ

P t : Công suất trên trục công tác

η : Hiệu suất chung

Công suất tính : P t = 𝑃𝑙𝑣 = 4,96 ( kW ) ( tải trọng tĩnh )

P ctđc = P t

η (1) ( 2.8 - 19)Hiệu suất truyền động:

η =η đ × η br ×η nt × η ô

3 ( 2.9 – 19 )Trong đó:

Hiệu suất bộ truyền đai : η đ = 0,95

Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ : η br = 0,97

Hiệu suất nối trục : η nt = 0,98

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : η ô=0,99

Trong đó: n sb:số vòng quay sơ bộ của động cơ điên

u : số vòng quay của máy công tác

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ của hộp giảm tốc :u h =u br=4

Tỉ số truyền u đ của bộ truyền đai:

PHẦN3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

vào lấy trên trục động cơ

+ Công suất trên trục dẫn P1=P ct= 5,66 kW

• Xác định các thông số bộ truyền

Tham khảo tài liệu [1] bảng 4.13 tra các thông số đường kính nhỏ nhất nên chọn 𝑑1 ≈ 1,2 𝑑𝑚𝑖n

Chọn đường kính theo dãy số tiêu chuẩn, tham khảo tài liệu [1], trang 60 hoặc bảng 4.21

u đtt= d2

d1(1−ε)=

450180(1−0,02)=2,52

* Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền:

• Tính chiều dai đai sơ bộ l:

Theo công thức 4.4, tài liệu [1]

Từ chiều dài đai sơ bộ, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn theo bảng 4.13, tài liệu [1]

Chọn độ dài tiêu chuẩn của đai l = 2000 mm

* Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1 giây

Góc ôm bánh dẫn tính theo công thức 4.7

K đ: Hệ số tải trọng động tra bảng 4.7, tài liệu [1]. Điều kiện làm việc đầu bài cho 2 ca, do

đó giá trị 𝑘đ bằng giá trị tra bảng cộng thêm 0,1 Chọn K đ =1,0 tải tĩnh

P1=5,66 kW ,[P0]=2,42 kW với đai Ƃ, v = 6,74 m/s ( bảng 4.19)

C α, Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm 𝛼1, có thể sử dụng công thức

C α = 1,24(1 − e −α1 /110), tham khảo trang 78, tài liệu [9]

C α =0,945 với α1=158

C L:Hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai, có thể sử dụng công thức C L = (𝐿/𝐿0 ) 1/6 , thamkhảo trang 78, tài liệu [9].

d a =d +2 h0 = 130 + 2.4,2 = 138,4 mm

𝐷𝑎 ¿d +2 H = 130 + 2.16 = 172 mm

Với d = 140, h0 = 4,2, H=16 tra bảng 4.21

Dựa vào bảng 4.21 chọn đường kính ngoài đai tiêu chuẩn d a = 140 mm và 𝐷𝑎 = 180 mm

• Tính lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu (trên một sợi dây đai), F0, công thức 4.19, 4.20 tài liệu [1]

F0=780P1K đ

v C α z +F v=780.5,66 1

6,74.0,93 3+¿8,08=242,85(N)Trong đó :

F v là lực căng do lực li tâm.Trường hợp định kỳ điều chỉnh lực căng.

F v =q m v2=0,178 6,742

=8,08(N ) ;

Khối lượng một mét dài đai q m =0,178 tra ở bảng 4.22

Lực tác dụng lên trục, 𝐹𝑟 , công thức 4.21 tài liệu [1]

F r =2 F0 z sin(α1

2 )=2.242,85 3 sin(147

2 )=1400(N )

Bảng thông số bộ truyền đai thang tính được:

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC

+ Công suất trên trục bánh răng dẫn P1 = P1=5,22 kW

+ Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n1=n1= 286 ( vòng/phút)

+ Tỉ số truyển U = Ubr = 4

+ Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn T1=T1=174304 N.mm

1 Chọn vật liệu

- Theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:

- Bánh răng dẫn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có giới hạn bền

σ b 1 =850 MPa , giới hạn bền chảy σ ch 1 =580 MPa

- Bánh răng bị dẫn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240 có

giới hạn bền σ b 2 =750 MPa , giới hạnbền chảy σ ch 2 =450 MPa

+Y R: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Y S : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ K FC: Hệ số ảnh hưởng xét đến đặt tải, K FC = 1 khi đặt tải 1 phía (bộ truyền quay 1 chiều).Đến đây ta chọn sơ bộ các hệ số như sau: Z R Z V K xH = 1 và Y R Y S K xF = 1 khi đó có thể tính ứng suất bằng các công thức sau đây:

+ S H và S F lần lượt là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Theo bảng 6.2[1]-94 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 ÷ 350

Hệ số K FL, K HL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

+ n: số vòng quay bánh răng trong một phút

+ tƩ : tổng thời gian làm việc của bánh răng tƩ = 5 x 300 x 2 x 6 = 18000 giờ

Với bộ truyền răng trụ răng nghiêng thì ứng suất tiếp xúc cho phép phải nhỏ hơn 490,9 MPa

Ứng suất cho phép khi quá tải:

Giới hạnbền

σ b(MPa)

Giới hạnchảy

= 43 (4+1)3

√ 174304.1,1504,52.4 0,315 = 181,12 mm Trong đó :

K a: hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng thẳng hoặc nghiên Bảng 6.5 [1] Chọn K a=43(răng nghiêng)

ψ ba : hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên trục, và độ cứng vật liệu HB1, HB2 , HB1, HB2 < 350HB, Bảng 6.6 Chọn ψ ba=0,315

K Hβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng 6.7 [1], tratheo trị số 𝜓𝑏𝑑 (lấy theo số lớn hơn gần nhất) & sơ đồ bố trí bánh răng trên trục sơ đồ 6, HB1,

− Chọn 𝑚 theo tiêu chuẩn bảng 6.8 [1];

Chọn mođun tiêu chuẩn m = 3

− Xác định số răng:

Đối với bánh răng trụ răng nghiên:

Chọn sơ bộ góc nghiên răng 80 ≤ β ≤ 200 , Chọn sơ bộ β =10 ° , do đó cos β=0,9848

Tính 𝑧1 (bánh răng dẫn) theo công thức (6.31) [1], chọn số nguyên

Tính lại góc nghiêng 𝛽 theo công thức (6.32) [1]:

cosβ=m (z1+z2)

2a w =3.(96+24)

2.181,12 =0,983 => β=10,580

Thõa mãn đk : cos 200 ≤ 0,983 ≤ cos 80

Sử dụng 𝛽 vừa tính lại ở bước trên, kiểm tra khoảng cách trục theo công thức (6.18) [1]:

n lv:số vòng quay trêntrục máy công tác để đạt được năng suất đầu bài cho 73(v/phút )

• Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

− Tính ứng suất tiếp xúcσ H, và kiểm tra bền điều kiện bền tiếp xúc theo công thức (6.33) [1]:

σ H =Z M Z H Z ε√2T1K H (u+1)

b w u d w 12 ≤[σ H]

Trong đó:

Z M:trabảng 6.5 [1] Cụthể Z M=274

Z H: theo công thức (6.34)[1]: Z H=√2cosβ b

sin 2α tw=√2 cos⁡ (9 ° 28 '

)sin(2 20 °12 ') = 1,748

với tg β b =cos α t tgβ=cos (20 °12 '¿ tg (8 °28 ')=0,1588=¿β b=¿9° 28'

Với d w 1là đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức bảng 6.11 [1];

d w 1=2a w

u+1=

2.181,124+1 =72,44

δ H làhệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15bằng 0,002

g o là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16[1] = 73

v Hmax xác định từ khả năng chịu tải trọng động lớn của bánh răng , trabảng 6.17 [1];

• Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

− Tính ứng suất uốn 𝜎𝐹, và kiểm tra điều kiện bền uốn theo công thức (6.43) và (6.44) [1]:

z v 2= z2

cos3β= 960,9833=101,06 => Y F 2 =3,49 tra bảng 6.18[1]

K F hệ số tải trọng khi tính về uốn; K F =K Fβ K Fα K Fv = 1,2×1,37×1,02=1,6

với K Fβhệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1)K Fβ=1,2

K Fα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 [1],K Fα= 1,37

K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính theo công thức (6.46) [1]:

• Kiểm nghiệm bền răng về quá tải:

− Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức (6.48) [1]:

σ Hmax =σ H√K qt=¿501,25√1,8=672,5 MPa < 1260 MPa = [σ H]max

Trong đó : K qt:hệ số quá tải ; K qt=T max

− Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức (6.49) [1]:

σ F 1 max =σ F 1 K qt =88,77.1,8=159,7 MPa<464 MPa=[σ F 1]max

− Lực dọc trục

F a 1 =F t 1 tgβ =4812,36 tg10,580 = 891,9 N =F a 2

Bảng thông số kỹ thuật của bộ truyền động (output)

Trường hợp bánh răng trụ răng nghiêng:

PHẦN 5.1: TÍNH VÀ CHỌN NỐI TRỤC

Moment xoắn danh nghĩa cần truyền: T = T2 = 856149 ( N.mm )

1 Xác định moment xoắn tính toán sử dụng cho công tác lựa chọn nối trục, Tt :

Xác định moment xoắn tính toán

T t =k T

T – momen xoắn danh nghĩa trên trục : T = T2 = 856149 ( N.mm )

k - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng 9.1 [8], máy công tác thùng trộn có thể lấy giống trường hợp vít tải k = 1,5 ÷ 2

Trong đó : [τ ]:ứng suất trượt cho phép Giả sử chọn vật liệu làm trục làthép 45 ,[τ ]=15 … 30 MPa

Dựa trên giá trị moment xoắn tính toán, đường kính trục sơ bộ ở bước trên, chọn nối trục phù hợp theo bảng 9.10a, kích thước vòng đàn hồi, chốt bảng 9.10b

Bảng 9.10a Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm

T( N.mm

)

3 Kiểm nghiệm khớp nối :

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi theo công thức (9.11) [8]:

σ d= 2kT

Z D0d c l3≤[σ]dTrong đó: [σ]dlà ứng suất dập cho phép của vòng cao su,[σ]d= (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎 Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi

σ d= 2kT

Z D0d c l3=2×1,5 ×856149

8×210 ×18 ×36 =3,1 MPa ≤[σ]d Điều kiện sức bền của chốt theo công thức (9.12) [8]:

σ u= kT l00,1D0d c3Z ≤[σ]u

0,1× 210× 183× 8 =78,64 MPa ≤[σ]u

Tính lực hướng tâm nối trục F rkn, sinh ra do sự không đồng tâm khi lắp hai nửa khớp nối lên

các trục, giá trị F rkn có thể lấy gần đúng như sau:

F rđlực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai F rđ = 1400 N

𝛼, góc nghiên bộ truyền đai 𝛼= 10037'

F rkn lực nối trục (lực hướng tâm) F rkn = 1630,76N

F t , lực tiếp tuyến (lực vòng) bộ truyền bánh răngF t =4853 N

F r , lực hướng tâm bộ truyền bánh rang F r =1808 N

Với hộp giảm tốc chịu tải nhỏ, trung bình, vật liệu làm trục thường dùng thép 45

thường hóa, tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện

2.2.Tính toán, thiết kế trục theo điều kiện bền tĩnh

a) Xác định tải trọng tác dụng lên trục:

b) Xác định chiều dài các đoạn trục, khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Bề rộng ổ, b0, chọn theo đường kính trục bảng 10.2 => b01 = 35 mm; b02 = 47 mm

- Chiều dài mayơ bánh đai bánh răng trụ trục số 1

Tính phản lực tại các gối đỡ :

Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Dựa vào bảng 10.5, ta chọn [𝜎] = 63 𝑀𝑃𝑎 với trục I, chọn [𝜎] = 50 𝑀𝑃𝑎 với trục II

Tại tiết diện B:

Tại tiết diện C:

Tại tiết diện C:

Tại tiết diện D:

3 Chọn và kiểm nghiệm then

a) Chọn thông số then cho từng tiết diện

- Tra bảng 9.1a[1], dựa theo đường kính trục để tra các thông số

b) Kiểm nghiệm then bằng

- Điều kiện bền dập theo công thức (9.1):

4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức ( 10.19 )[1]:

[S]=1,5 ÷ 2,5−hệ số antoàn cho phép

S σj , S τj −hệ số an toànchỉ xét riêngứng suất pháp ,ứng suất tiếp tại tiết diện j

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:

K σ , K τ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại

yếu tố gây tập trung ứng suất bảng 10.11 [1]

F r −tải trọng hướng kính của ổ lăn

F a −tải trọng dọc trục của ổ lăn

X – hệ số tải trọng hướng tâm của ổ lăn

Y – hệ số tải trọng dọc trục của ổ lă

Hệ số X,Y tra bảng 11.4 trang 215[1] chọn X=1,Y=0

10

3=1287(triệu vòng quay)

Trong đó:

L10 - tuổi thọ danh định cơ bản ( với độ tin cậy 90%) [triệu vòng quay]

C – tải trọng động danh định cơ bản [kN]

P – tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn [kN]

p – số mũ của công thức tính tuổi thọ: ổ đũa p=10/3

- Nếu tốc độ không thay đổi, thông thường tuổi thọ sẽ được tính theo số giờ hoạt động, sử dụng công thức sau:

L10h=L10 106

60n ≥ L H

Trong đó:

L10h−¿ tuổi thọ danh định cơ bản ( với độ tin cậy 90%) [ giờ hoạt động]

=> Thỏa mãn yêu cầu

F a −tải trọng dọc trục của ổ lăn

X – hệ số tải trọng hướng tâm của ổ lăn

Y – hệ số tải trọng dọc trục của ổ lă

Hệ số X,Y tra bảng 11.4 trang 215[1] chọn X=1,Y=0

10

3=31368(triệu vòng quay)

Trong đó:

L10 - tuổi thọ danh định cơ bản ( với độ tin cậy 90%) [triệu vòng quay]

C – tải trọng động danh định cơ bản [kN]

P – tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn [kN]

p – số mũ của công thức tính tuổi thọ: ổ đũa p=10/3

- Nếu tốc độ không thay đổi, thông thường tuổi thọ sẽ được tính theo số giờ hoạt động, sử dụng công thức sau:

=> Thỏa mãn yêu cầu

IV.Dung sai

+ Trục I: