Đồ án: Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy doc

BỘ CÔNG NGHIỆP TRƯỜNG ĐAỊ HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM TRUNG TÂM TNTH CƠ KHÍ  Đồ án chi tiết máy Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy NSVTH : NHÓM LỚP : DHOT1TLT GVHD: DIỆP BẢO TRÍ Tp Hồ Chí Minh, tháng năm 2007 MỤC LỤC CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN CHƯƠNG V: Ổ LĂN 20 35 CHƯƠNG VI: TÍNH TỐN VỎ HỘP GIẢM TỐC 37 CHƯƠNG VII: KHỚP NỐI - BÔI TRƠN CHƯƠNG VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP 38 39 ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy Các số liệu cho biết: - Công suất máy khuấy N = Kw - Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph - Thời gian làm việc t = 60000 - Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Để chọn động điện ta tính cơng suất cần thiết động : N Nct = η Trong đó: N: cơng suất máy khuấy Ta có: η = ηđ ηrc ηrt η3ol ηk Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất truyền đai ηrc = 0,95 : hiệu suất truyền bánh côn ηrt = 0,96 : hiệu suất truyền bánh trụ ηol = 0,99 : hiệu suất cặp ổ lăn ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối vậy: η = 0,96 0,95 0,96 0,993 0,99 = 0,841 đó: Nct = 0,841 =10,7 (kw) Vậy ta phải trọn công suất động lớn công suất cần thiết Xác định sơ số vòng quay số vòng quay động cơ: nsb = nmk Uh Uđ với nmk: số vòng quay trục máy khuấy Uh: tỷ số truyền truyền hộp Uđ: tỷ số truyền truyền đai Theo đề ta có: nmk = 60 (vg/ph) Mà : Uh : (8…15) Uđ : (3…5)  nsb = 60.(8…15).(3…5) = (1440…4500) Từ ta chọn động AOC2 - 52 -2 có thong số kỹ thuật sau: Công suất Nđc = 13 (kw) Số vòng quay đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph) Hiệu suất làm việc: η = 83,5% Khối lượng: m = 110 (kg) II/PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung: n đc 2130 91 U= n = = = 45,5 60 mk Trong đó: nđc = 2730 (vg/ph) số vòng quay trục động Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy Mà ta có: U = Uđ Uh Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền truyền đai U 45,5  Uh = U = 3,3 = 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh đ Ta cần xác định tỷ số truyền truyền cấp nhanh cấp chậm hệ thống truyền động bánh dựa vào thông số sau: kbr = 0,25 : hệ số chiều rộng vành Ck = 1,1; ψ = 1,2; [ko1] =[ko2] 2,25.1,2 2,25.1,2  λ = (1 − k ).k [k ] = (1 − 0,25).0,25 = 14,4 br br 02  λk λ k = 1,44.(1,1)3 = 19,2 Dựa vào đồ thị ta tìm tỷ số truyền cặp bánh cấp nhanh là: Uh 13,79 Ucn = U = 3,73 = 3,70 cn - Xác định thông số: + Công suất trục: N N 9,18 N2 9,66 mk Trục : N3 = η η = 0,99.0,99 = 9,18 (kw) ol kn Trục 2: N2 = η η = 0,99.0,96 = 9,66 (kw) ol rt Trục 1: N1 = η η = 0,99.0,95 = 10,27 (kw) ol rc + Số vòng quay trục: n 2370 đc Trục 1: n1 = U = 3,3 = 827 (vg/ph) đ n1 827 Trục 2: n2 = nU = 3,73 = 222 (vg/ph) cn + Momen xoắn trục: N 10,27 N 9,66 Trục 1: T1 = 9,55 10 n = 9,55.10 827 = 118595,5 (Nmm) = 415554 (Nmm) Trục 2: T2 = 9,55.10 n =9,55 10 222 N 9,18 6 Trục 3: T3 = 9,55 10 n = 9,55.10 60 = 1461150 (Nmm) Kết ta có bảng thơng số sau: Thông số Động Trục Trục Công suất (kw) 13 10,27 9,66 Tỷ số truyền U 3,3 3,73 Số vịng quay n (vg/ph) 2730 827 222 Mơmen xoắn T (Nmm) 118595,5 415554 Trục 9,18 3,7 60 1461150 CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI I/ CHỌN LOẠI ĐAI Chọn loại đai thang thường tiết diện Ђ II/ THƠNG SỐ BỘ TRUYỀN Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm Vận tốc đai: vđ = π d1.nđc 3,14.180.2370 = = 25,7(m / s ) nhỏ vận tốc đai cho phép 60000 60000 vmax = (25 ÷ 30) (m/s) Đường kính bánh đai lớn: d = U đ d1 (1 − ε ) = 3,3.180.(1 − 0,02) = 582,12(mm) Trong đó: Uđ = 3,3 tỷ số truyền cỉa truyền đai D1 = 180 (mm) đường kính bánh đai nhỏ ε = 0,02 hệ số trượt đai Vậy ta chọn d2 = 560 (mm) d 560 Tỷ số truyền thực tế: U đt = d (1 − ε ) = 180.(1 − 0,02) = 3,17 Sai lệch tỷ số truyền: ∆U đ = U đ − U đt 3,3 − 3,17 100% = 100% = 3,9% < 4% (thỏa mãn) Uđ 3,3 Tính sơ khoảng cách trục a : Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện: 0,55.( d1 + d ' ) + h ≤ as ≤ 2.(d1 + d )  0,55.(180+560)+10,5 ≤ as ≤ 2.(180 + 560)  4,17 ≤ as ≤ 1480 Chọn as = 1000 (mm) Chiều dài đai: Lt = 2a s + ( d − d1 ) π π (560 − 180) (d1 + d ) + = 2.100 + (180 + 560) + = 3197,9(mm) 4a s 4.100 Chọn L = 3150 (mm) v 25,7 đ Số vòng chạy đai: i = L = 3,15 = 8,2 ≤ imax = 10 Ta cần xác định lại khoảng cách trục a: a = λ + λ − 8∆ π 3,14 (180 + 560) = 1988,2 với λ = L − (d1 + d ) = 3150 − 2 d − d1 ∆= = 190 1988,2 + 1988,2 − 8.190 a= = 9769(mm) d −d (560 − 180) ≈ 157,80 > 120 Góc ơm đai: α = 180 − 57 = 180 − 57 a 976 Pđc k đ Sồ đai: z = [ P ].C C C C α l u z Trong đó: Pđc = 13 kw ; kđ = 1,25 ; [P0 ] = kw α = 157,80  Cα = 0,945 L 3150 = = 1,4  CL 1,07 L0 2240 μ =3,3  Cu = 1,14 P 13 = = 2,16  Cz = 0,945 [ P0 ] 13.1,25 Vậy z = 6.0,945.1,07.1,14.0,945 = 2,5 Vậy ta chọn số đai z = Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 1,25 = 63 (mm) -Đường kính bánh đai: d a = d + 2h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm) III/ Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục 780.P k đc đ Lực căng đai: F0 = v.C z + Fv α Trong đó: Fv = am v (định kỳ điều chỉnh lực căng) Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng m chiều dài đai  Fv = 0,178.25,72 =117,6 (N) Do : F0 = 780.13.1,25 + 117,6 = 292( N ) 25,7.0,945.3 Lực tác dụng lên trục: α 157,8 Fr = 2.F 0.z.sin( ) = 2.292.3.sin = 1717( N ) 2  Kết ta có bảng thống kê sau: (bảng 1) Thơng số Tiết diện đai Đường kính bánh đai nhỏ Vận tốc đai Đường kính bánh đai lớn Tỷ số truyền Tỷ số truyền thực tế Sai lệch tỷ số truyền Khoảng cách trục sơ Chiều dài đai tính tốn Chiều dài đai tiêu chuẩn Số vịng chạy đai Khoảng cách trục xác Góc ôm bánh đai nhỏ Công suất cho phép Số đai cần thiết Số đai chọn Chiều rộng bánh đai Đường kính ngồi bánh đai Lực căng ban đầu Lực tác dụng lên trục Các hệ số Kí hiệu Các giá trị B 180 25,7 560 3,3 3,17 3,9 1000 3197,7 3150 8,2 976 157,8 2,5 63 188,4 292 1717 1,25 0,945 1,07 1,14 0,945 d1 v d2 Uđ Uđt ∆U a Lt L i a α [ P0 ] z z B da F0 Fr kđ Cα CL Cu Cz CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Đơn vị mm m/s mm % mm mm mm Kw mm mm N N I/ Chọn vật liệu Bánh nhỏ: thép C45 cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 có: σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: thép C45 cải thiện, đọ cứng đạt HB2 = 240 có: σ b = 750MPa, σ ch = 450 MPa II/ Xác định ứng suất cho phép [σ H ] = σ H lim z R z v k xH k HL SH Với: zR: hệ số xét đến độ nhám bề mặt làm việc zV: hệ số xét đến ảnh hưởng vạnn tốc vòng kxH: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh Sơ ta thấy: zR zV xH = Và σ H lim1 = HB + 70 = 2.255 + 70 = 580( MPa ) : ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ σ H lim = HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550( MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn SH = 1,1 : hệ số an tồn tính tiếp xúc k HL = mH N HO : hệ số tuổi tyhọ xét ứng suất tiếp xúc N HE mH = : bậc đường cong mỏi thử tiếp xúc NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử tiếp xúc NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30 2552,4 = 1,97 107 NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30 2402,4 = 1,55 107 Và NHE = 60 c n tlv Σ ( i =1 Ti t i ) : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương T max C Với C : số lần ăn khớp N : số vòng quay bánh xét Tlv: tổng thời gian làm việc Ti : momen xoắn C : chu kỳ làm việc Ta có: N HE1 = 60.c.n1 t lv ∑ ( i =1 Ti t i ) T max C = 60.1.827.60000.(13.0,4 + 0,6 3.0,3 + 083.0,3) = 187.10 ( MPa) T t N HE = 60.c.n2 t lv ∑ ( i ) i Tmax C i =1 = 60.1.222.60000.(13.0,4 + 0,6 3.0,3 + 083.0,3) = 49,4.10 ( MPa) Ta có : N HE1 > N HO1 N HE > N HO ⇒ k HL = σ k Vậy [σ ] = H lim1 HL = SH [σ ] = σ H lim k HL ⇒ [σ H ] = 580.1 = 527,3( MPa) 1,1 = SH σ H1 + σ H 580550.1 = 500( MPa) 1,1 [ ] [ ] = 527,3 + 500 = 513,65(MPa) 2 Ứng suất cho phép: [σ F ] = σ F lim YR YS k xF k FC k FL SF Trong đó: YR: hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân YS: hệ số xét đến độ nhạy vật liệu tập trung ứng suất kxF: hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng đến dộ bền uốn Sơ ta thấy: YR.YS.kxF = Ta có: σ F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.255 = 459( MPa) : ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ σ F lim = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432( MPa) : ứng suất uốn cho phép bánh lớn SF = 1,75 : hệ số an toàn tính uốn kFC = : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải k FL = mF N FO N FE : hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng truyền Với : mF =6 : bậc đường cong mỏi xét uốn NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử uốn Ta có: N FE = 60.c.n2 t lv ∑ ( i =1 N HE Ti mF t i ) Tmax C = 60.1.827.60000.(16.0,4 + 0,6 6.0,3 + 08 6.0,3) = 146,7.10 ( MPa) T t = 60.c.n2 t lv ∑ ( i ) mF i Tmax C i =1 = 60.1.222.60000.(13.0,4 + 0,6 3.0,3 + 083.0,3) = 39,4.10 ( MPa) Ta có: N FE1 > N FO N FE2 > N FO = > kFL = 459.1.1 σ k k Vậy [σ F ] = F lim1 FC KL = 1,75 = 262,3( MPa) SF [σ F ] = σ F lim k FC k KL SF = 432.1.1 = 247( MPa) 1,75 Ứng suất tiếp xúc cho phép tải: [ σ H ] max = 2,8.σ ch = 2,8.450 = 1260( MPa) Ứng suất uốn cho phép tải: 10  Chọn l11 = 85 (mm) - Khoảng côngxôn trục 1: lc12= 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(42 + 19) +15 + 16 = 61,5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh đai trục : l12 = -lc12 = -61,5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh côn nhỏ trục 1: l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 – b13cos δ1 ) = 85 + 12 + 10 + 40 + 0,5(19 – 37,5.cos14,96672) = 138,4 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh trụ nhỏ trục 2: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5(57 + 25) + 12 + 10 = 63 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh côn lớn trục 2: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos δ ) + k1 = 63 + 0,5(57 + 37,5cos75,03328) +12 = 108,3 (mm) - Khoảng cách từ : l21= lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 3k2 = 57 + 59 + 25 + 3.12 + 2.10 = 197 (mm) - Khoảng côngxôn trục 3: lc33 = 0,5.(lmk + bo3) + k3 + hn = 0,5.(115 + 31) + 25+16 = 104 (mm) Xác định đường kính chiều dài đoạn trục • Tính toán trục 1: + Xác định phản lực gối đỡ: Theo trục y ta có: ∑ M y 01 = d m1 − Fr1l13 = d 74,52 Fd l12 + Fa1 m1 − Fr1l13 1717.61,5 + 1764 − 852.138,4 2 ⇔ Fy11 = = = 628( N ) l11 85 ⇔ Fd l12 − Fy11l11 Và: ∑ Fy1 = ⇔ Fd − Fy10 + Fy11 + Fr1 = ⇔ Fy10 = Fd + Fy11 + Fr1 = 1717 + 628 + 852 = 3197( N ) Tương tự trục x ta có: ∑ M x 01 = ⇔ Fx11l11 − Ft1l13 = ⇔ Fx11 = Ft1l13 3183.138,4 = = 5183( N ) l11 85 ∑ Fx1 = ⇔ Fx10 − Fx11 + Ft1 = ⇔ Fx10 = Fx11 + Ft1 = 5283 − 3183 = 2000( N ) Xác định momen uốn tiết diện nguy hiểm tính đường kính trục: 22 - Tại tiết diện 10 ( chứa ổ lăn ngoài): M y10 = Fd l12 = 1717.61,5 = 105595,5( Nmm) M x10 = 0( Nmm) d m1 74,52 = 3183 = 118598,6( Nmm) 2 T10 = Ft1 ⇒ M 10 = M y10 + M x10 = 105595,5 + = 105595,5( Nmm) 2 M td 10 = M 10+0,75T10 = 105595,5 + 0,75.118598,6 = 147308( Nmm) M td 10 147308 =3 = 31(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 ⇒ d10 ≥ Chọn d10 = 35 (mm) - Tại tiết diện 11 ( chứa ổ lăn ): d m1 74,52 − Fr1 (l13 − l11 ) = 1764 − 852.(138,4 − 85) = 20230( Nmm) 2 = Ft1 (l13 − l11 ) = 31893.(138,4 − 85) = 169972( Nmm) M y11 = Fa1 M x11 T11 = Ft1 d m1 74,52 = 3183 = 118599( Nmm) 2 ⇒ M 11 = M y11 + M x11 = 20230 + 169972 = 171172( Nmm) 2 M td 11 = M 11+0,75T11 = 171172 + 0,75.118598,6 = 199623( Nmm) ⇒ d11 ≥ M td 11 199623 =3 = 34,9( mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn d11 = 35 (mm) - Tại tiết diện 12 ( tiết diện chứa bánh đai ): M y12 = 0( Nmm) M x12 = 0( Nmm) T12 = Ft1 d m1 74,52 = 3183 = 118599( Nmm) 2 ⇒ M 12 = M y12 + M x212 = 0( Nmm) 2 M td 12 = M 12+0,75T12 = + 0,75.118599 = 102710( Nmm) ⇒ d12 ≥ M td 12 102710 =3 = 30(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn d12 = 30 (mm) - Tại tiết diện 13 (tiết diện có bánh cơn): 23 d m1 74,52 = 1764 = 65727( Nmm) 2 = 0( Nmm) M y13 = Fa1 M x13 T13 = Ft1 d m1 74,52 = 3183 = 118599( Nmm) 2 ⇒ M 13 = M y13 + M x213 = 65727 + = 65727( Nmm) 2 M td 13 = M 13+0,75T13 = 65727 + 0,75.118599 = 121938( Nmm) ⇒ d13 ≥ M td 13 121938 =3 = 29(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn d13 = 30 (mm) • Tính tốn trục 2: + Xác định phản lực gối đỡ: Theo trục y ta có: ∑ M y 20 = ⇔ Fy 21l 21 − Fr 3l 22 − Fa ⇔ Fy 21 = d m2 − Fr l 23 = d m2 178,76 − Fr l 23 1764.108,3 + 852 − 3102.63 2 = = 581( N ) l 21 197 Fr l 23 + Fa Và: ∑ Fy1 = ⇔ Fy 21 − Fr + Fr − Fy 20 = ⇔ Fy 20 = Fr + Fy 21 − Fr = 3102 + 581 − 1764 = 1919( N ) Tương tự trục x ta có: ∑ M x 20 = ⇔ Ft l 22 − Ft l 23 − Fx 21l 21 = ⇔ Fx 21 = Ft l 22 − Ft l 23 8097.63 − 3183.108,3 = = 840( N ) l 21 197 ∑ Fx 20 = ⇔ Fx 20 − Ft + Ft + Fx 21 = ⇔ Fx 20 = Ft − Ft − Fx 21 = 8097 − 3183 − 840 = 4074( N ) Xác định momen uốn tiết diện nguy hiểm đường kính trục: - Tại tiết diện 20 (chứa ổ lăn): 24 M y 20 = 0( Nmm) M x 20 = 0( Nmm) T20 = Ft d m2 d 278,76 102,64 − Ft w1 = 3183 − 8097 = 28108,5( Nmm) 2 2 ⇒ M 20 = M y 20 + M x 20 = + = 0( Nmm) 2 M td 20 = M 20+0,75T20 = + 0,75.21808,5 = 24343( Nmm) ⇒ d 20 ≥ M td 20 24343 =3 = 46,9(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn d20 = 45 (mm) - Tại tiết diện 22 (tiết diện chứa bánh trụ): M y 22 = Fy 20 l 22 = 1919.63 = 120897( Nmm) M x 22 = Fx 20 l 22 = 4074.63 = 256662( Nmm) T22 = Ft d m2 d 278,76 102,64 + Ft w1 = 3183 + 8097 = 859185( Nmm) 2 2 ⇒ M 22 = M y 22 + M x 22 = 120897 + 256662 = 283710( Nmm) 2 M td 22 = M 22+0,75T22 = 283710 + 0,75.859185 = 796329( Nmm) ⇒ d 22 ≥ M td 22 796329 =3 = 54,2(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn d22 = 55 (mm) - Tại tiết diện 23 (tiết diện có bánh cơn): d m2 278,76 − Fy 21 (l 21 − l 23 ) = 852 − 581.(197 − 108,3) = 67247( Nmm) 2 = Ft 21 (l 21 − l 23 ) = 840.(197 − 108,3) = 74508( Nmm) M y 23 = Fa M x 23 T23 = Ft d m2 278,76 = 3183 = 443647( Nmm) 2 ⇒ M 23 = M y 23 + M x 23 = 67247 + 74508 = 100347( Nmm) 2 M td 23 = M 23+0,75T23 = 100347 + 0,75.44364 = 397098( Nmm) ⇒ d 23 ≥ M td 23 397098 =3 = 43(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn d23 = 55 (mm) • Tính tốn trục 3: - Xác định phản lực gối đỡ: Theo trục y ta có: ∑ M y 30 = 25 ⇔ Fr l32 − Fy 31l31 = Fr l32 3102.63 = = 992( N ) l31 197 ⇔ Fy 31 = (l32 = l 22 = 63mm; l31 = l 21 = 197mm Và : ∑ M y3 = ⇔ Fy 30 − Fr + Fy 31 = ⇔ Fy 30 = Fr − Fy 31 = 3102 − 992 = 2110( N ) Tương tự trục x ta có: ∑ M x 30 = ⇔ Ft l32 + Fx 31l31 − Fk l33 = ⇔ Fx 31 = Fk l33 − Ft l32 4000.301 − 8097.63 = = 3552( N ) l 21 197 ∑ Fx = ⇔ Fx 30 − Ft − Fx 31 + Fk = ⇔ Fx 30 = Ft + Fx 31 − Fk = 8097 + 3522 − 4000 = 7619( N ) - Xác định momen uốn tiết diện nguy hiểm tính đường kính trục: + Tại tiết diện 31 (chứa ổ lăn): M y 31 = 0( Nmm) M x 31 = Fk l c 33 = 4000.104 = 416000( Nmm) T31 = Ft d w2 377,72 = 8097 = 1529199( Nmm) 2 ⇒ M 31 = M y 31 + M x 31 = + 416000 = 416000( Nmm) 2 M td 31 = M 31+0,75T31 = 461000 + 0,75.15219199 = 1388126( Nmm) ⇒ d 31 ≥ M td 31 1388126 =3 = 65,2(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn đường kính tiết diện đai 31 : d31 = 70 (mm) - Tại tiết tiện 32 (chứa bánh trụ lớn): M y 32 = Fy 30l32 = 2110.63 = 132930( Nmm) M x 31 = Fx 30l32 = 7619.63 = 479997( Nmm) T32 = Ft d w2 377,72 = 8097 = 1529199( Nmm) 2 ⇒ M 32 = M y 32 + M x 32 = 132930 + 479997 = 498064( Nmm) 2 M td 32 = M 32+0,75T32 = 498064 + 0,75.15219199 = 1414887( Nmm) ⇒ d 32 ≥ M td 32 1414887 =3 = 65,6(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 26 Chọn đường kính tiết diện 32: d32 = 75 (mm) - Tại tiết diện 33 (tiết diện chứa khớp nối): M y 33 = 0( Nmm) M x 33 = 0( Nmm) T33 = Ft d w2 377,72 = 8097 = 1529199( Nmm) 2 ⇒ M 33 = M y 33 + M x 33 = + = 0( Nmm) 2 M td 32 = M 32+0,75T32 = + 0,75.15219199 = 1324325( Nmm) ⇒ d 33 ≥ M td 33 1324325 =3 = 64,2(mm) 0,1[σ ] 0,1.50 Chọn đường kính tiết diện 33: d33 = 65 (mm) Hình vẽ biểu diễn lực tác dụng, biểu đồ momen, xác định đường kính trục thể trang tiếp theo: 27 III Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Sσ j S r j Sj = S 2σ j + S rj ≥ [S] Trong đó: [ S ] = 1,5…2,5 : hệ số an toàn cho phép S σ : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp: j Sσ j = σ −1 Kσdjσ aj + ψ σ σ mj Vật liệu chế tạo trục thép 45 nên ta chọn σ b = 600 MPa ( bảng 10.6 TL [2]) σ −1 = 0,436 σ b = 0,436 600 = 261,6 MPa : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng σ aj = : biên độ trung bình ứng suất pháp tiết diện thứ j ψ σ = 0,05, ψ τ = : hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi σ mj = Mj Wj : mô men uốn tổng tiết diện j τ aj ,τ mj :biên độ trị số trung bình ứng suất tiếp tiết diện j τ aj = τ mj = τ max j Tj = W0 j Tại đoạn trục có rãnh then: Wj = π d j b.t.( d j − t1 ) − 32 2.d j π d j b.t.( d j − t1 ) Woj = − 16 2.d j Tại đoạn trục có tiết diện tròn: π d j 32 π d j Woj = 16 Wj = Như ta có bảng sau: Tiết d Mj diện 12 30 10271 13 30 65727 22 55 28371 Tj b×h t1 Wj Woj 118599 10×8 2130 4780,6 118599 589185 10×8 16×10 28 2130 4780,6 13411 28870 σ mj τ aj 2,4 8,91 29,76 23 55 33 70 10034 443647 16×10 15291999 20×12 7,5 13411 28870 15,37 33607 67281 227,3 K σdj , Kτdj Kσdj Kτdj  Kσ    ε + K x − 1   = σ Ky  Kτ    ε + K x − 1   = τ Ky Trong : Kx = 1,06 : hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt Ky = : hệ số tăng bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt ε σ , ετ : hệ số tăng kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Kσ , Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn, trị số phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất IV Kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần kiểm tra trục độ bền tĩnh σ td = σ + 3τ ≤ [σ ] Trong đó: σ= M max T τ = Max ; [σ ] = 0,8σ ch ; 0,1d 0,2d Mmax ; Tmax : mômen uốn lớn tiết diện nguy hiểm lúc tải σ ch : giới hạn chảy vật liệu trục IV Kiểm nghiệm trục độ cứng Tính độ cứng uốn Khi độ võng lớn làm cho bánh ăn khớp bị nghiêng, làm tăng phân bố không tải trọng chiều rộng vành răng, cịn góc xoay θ lớn làm kẹt lăn ổ Do t a có điều kiện: f ≤ [ f ] ; θ ≤ [θ ] [ f ] : độ võng cho phép [ f ] = 0,01 m bánh trụ; = 0,005 m bánh nghiêng [θ ] : góc xoay (hoặc góc nghiêng đường đàn hồi trục) cho phép Tính độ cứng xoắn V Tính mối ghép then 29 Điều kiện bền dập điều kiện bền cắt: 2T ≤ [σ d ] dlt (h − t1 ) 2T τc = ≤ [τ c ] dl t b σd = Trong đó: σ d ;τ c : ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn d : đường kính trục T: momen xoắn trục lt , b, h, t : kích thước [σ ] = 150 MPa : ứng suất dập cho phép [τ c ] = 60 – 90 : ứng suất cắt cho phép Các thơng số tính tốn then: Tiết diện Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Chiều dài then Momen xoắn ứng suất dập Ứng suất cắt d b h t1 t2 lt T(Nmm) σd τc 12 30 10 3,3 36 118599 60,3 22 13 30 10 3,3 36 118599 60,3 22 22 45 16 10 4,3 50 589185 67,1 39,1 23 45 16 10 5,5 3,8 56 443647 79,1 18 32 75 20 12 7,5 4,9 70 1529199 116,4 291,3 Như tất mối ghép then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt 30 CHƯƠNG V : Ổ LĂN I Chọn loại ổ lăn Tính tốn lực Lực dọc trục: Fat1= Fa1 = 1764 N Fat2 = Fa2 = 852 N Fat3 = N Lực hướng tâm: Frt1 = F x11 + Fy211 = 5183 + 628 = 5221N Frt = F x 20 + Fy220 = 4047 + 1919 = 4503 N Frt = F x 31 + Fy231 = 3522 + 9222 = 3641N Chọn loại ổ lăn: Fat1 1764 = ≈ 0,4 > : chọn ổ đũa cỡ trung kí hiệu 7307 với D= 80 mm, B = 19 mm, Frt1 5221 T = 22,75 mm, r = 2,5 mm, r1 = mm, α = 120 , C = 48,1 kN, C0 = 35,3 kN Fat 852 = ≈ 0,19 < : chọn ổ đũa cỡ trung kí hiệu 7309 với D= 100 mm, B = 25 Frt 4503 mm, T = 27,25 mm, r = 2.5 mm, r1 = mm, α = 10.830 , C = 76,1 kN, C0 = 59,3 kN Fat = ≈ < : không chịu tác dụng lực dọc trục yêu cầu chịu tải Frt 3641 tương đối lớn nên ta chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7310 với D= 150 mm, B = 31 mm, T = 38 mm, r = 3,5 mm, r1 = 1,2 mm, α = 11,670 , C = 168 kN, C0 = 137 kN II Kiểm nghiệm khả tải động Khả tải động tính theo công thức: Cd = Qm L ≤ C Trong đó: m = 10/3 : bậc đường cong mỏi thử ổ lăn L= 60nL h : tuổi thọ ổ lăn tính triệu vịng quay 10 Với Lh= 12000 : tuổi thọ ổ lăn tính Q : tải trọng động qui ước : Q = (XVFr – YFa)ktkd V = : hệ số vòng quay kt = :P hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ kd = hệ số kể đến đặc tính tải trọng X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục Fa : tổng lực dọc trục : Fa = Fat + Fs 31 Với Fs = 0,83 eFr e = 1,5 tgα Ta có bảng sau: Trục E Fs Fa Fa/VFr 0,32 1180 2944 0,56 0,31 995 1847 0,4 0,30 1575 1575 0,44 Như ổ lăn thỏa yêu cầu bền X 0,4 0,4 32 Y 1,88 1,94 Q 2267 3651 3641 n 780 205,3 205,3 L 561,6 47,8 43,2 Cd 32 39 34 CHƯƠNG VI TÍNH TỐN VỎ HỘP GIẢM TỐC Chiều dầy thân hộp δ = 0,03 a + = 0,03 240 + = 10,2 Lấy δ = 10 mm Nắp hộp δ1 = 0,9 δ = mm Gân tăng cứng e = (0,8 ÷ 1) δ = 10 mm Đường kính Bulơng d1 >0,04a +10 > 12 ==> d1 = 20 mm Bulông cạnh ổ d2 = (0,7 ÷ 0,8 )d1 = 16 mm Bulơng ghép bích thân d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 14 mm Vít ghép nắp ổ d4 = (0,6 ÷ 0,7 )d2 = 10 mm Vít ghép cửa thăm d5 = (0,5 ÷ 0,6 )d2 = mm Mặt bích ghép nắp thân Chiều dày bích hộp S3 = (1,4 ÷ 1,8 )d3 = 20 mm Chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9 ÷ 1)d3 = 12 mm Bề rộng bích nắp thân K3 = K2 – ( 3÷ 5) = 47 mm Kích thước gối trục Đường kính trục ngồi tâm lỗ vít D3 = 90 mm, D2 = 75 mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1.6 d2 = 1,6 16 = 25,6 mm R2 = 1,3 d2 = 20,8 mm Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ C = D3/2 = 37,5 mm Bề rộng mặt ghép bulông cạnh K2 = E2 + R2 + ( 3÷ 5) = 50 mm Chiều cao h = mm TRỤC TRỤC TRỤC D2 94 mm 118 mm 168 mm D3 115 mm 144 mm 194 mm d4 M8 M10 M10 Z 6 Mặt đế hộp Chiều dày S1 = (1,3 ÷ 1,5 )d1= 28 mm Bề rộng mặt đế hộp K1 = 3d1 = 60 mm, q = 85 mm Khe hở chi tiết Giữa bánh với thành hộp ∆ ≥ (1 ÷ 1,2)δ = 12mm Giữa đỉnh lớn với đáy hộp ∆1 ≥ ( ÷ 5)δ = 35mm Giữa mặt bên bánh với ∆ ≥ δ = 10mm Số lượng bulông Z = 33 CHƯƠNG VII KHỚP NỐI - BÔI TRƠN Ta dùng khớp nối bôi trơn để nối trục hộp giảm tốc với trục máy khuấy với số liệu: N = Kw , n = 70 Then b = 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, k = 6,2 Đường kính trục hộp giảm tốc trục máy khuấy d = 65 mm 1- Mômen xoắn truyền qua nối trục: Mx = 9,55 106.M2/n = 9,55.106.9,612/ 60 = 34 CHƯƠNG VIII DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu yêu cầu làm việc, chế độ tải chi tiết hộp giảm tốc mà ta chọn kiểu lắp ghép sau: Dung sai lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ nên ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 Dung sai lắp ghép ổ lăn: Vòng ổ chịu tỉa tuần hoàn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vịng ổ khơng bị trượt bề mặt trục làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dơi Vịng ngồi lắp theo hệ thống lỗ, vịng ngồi khơng chịu quay nên chịu tải cục Để ổ mòn đều, dịch chuyển làm việc nhiệt độ tăng, ta chọn chế độ lắp trung gian H7 Đối với ổ đầu vào đầu hộp ta sử dụng chế độ lắp k6 trục hai đầu nối với khớp nối lắp bánh đai ta cần độ đồng trục cao Lắp vòng chắn dầu lên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho trình tháo lắp Lắp bạc chắn lên trục: Vì bạc có tác dụng chặn chi tiết trục nên ta chọ chế độ lắp trung gian H8/h6 Lắp nắp ổ, thân: Chọn kiểu lắp H7/e8 để dễ dàng tháo lắp Lắp then trục: Theo chiều rộng chọ kiểu lắp trục P9/h9 kiểu lắp bạc Js9/h9 Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then h 11 Theo chiều dài sai lệch giới hạn kích thước then h14 35 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1- Thiết kế chi tiết máy – Nguyễn Văn Lẫm – Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Tp HCM – 1995 2- Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập 1, – Trịnh Chất, Lê Văn Uyên – NXB Giáo dục 3- Vẽ kỹ thuật khí 1,2 – Trần Hữu Quế - NXB Giáo Dục 36 ... GHÉP 38 39 ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy Các số liệu cho biết: - Công suất máy khuấy N = Kw - Số vòng quay trục máy khuấy: n = 70 v/ph - Thời gian làm... thước then h14 35 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1- Thiết kế chi tiết máy – Nguyễn Văn Lẫm – Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Tp HCM – 1995 2- Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập 1, – Trịnh Chất, Lê Văn Uyên... côn - trụ Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Để chọn động điện ta tính công suất cần thiết động : N Nct = η Trong đó: N: cơng suất máy khuấy Ta có: η = ηđ ηrc