Hệ thống điều hoà không khí cho hội trường trường Phan Chu Trinh

Hệ thống điều hoà không khí cho hội trường trường Phan Chu Trinh

 Tuần 10-11: Vẽ hoàn thiện bản vẽ lắp

 Tuần 12-14: Hoàn thiện và nộp bản thuyết minh và bản

vẽ lắp

 Tuần 15: Chuẩn bị bảo vệ

Tài liệu tham khảo:

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1,2 – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – NXB GD – 2001

2 Dung sai và Lắp ghép – Ninh Đức Tốn – NXB GD – 2004

Ta lựa chọn sơ bộ hiệu suất của từng bộ truyền và các ổ lăn :

 Đối với bộ truyền trong (trục vít – bánh vít) : ta lựa chọn trục vít có số ren vít là 2 để đảm bảo không mất mát quá nhiều công suất và kích thước bộ truyền không quá cồng kềnh Lúc đó  = 0,75  0,8 Ta chọn  

 Đối với bộ truyền ngoài (bộ truyền xích): Do bộ truyền xích có hiệu suất rất cao, đặc biệt là được bôi trơn và che chắn tốt Do bộ truyền của hệ thống này đặt bên ngoài nên ta lựa chọn hiệu suất là  0, 95

xich

 Ta coi như không mất mát công suất trên khớp nối từ trục

động cơ ra trục vít nên có thể lấy hiệu suất trên khớp nối

 Công suất yêu cầu của động cơ là:       

Ta xác định vận tốc vòng n(vòng/phút) yêu cầu của động cơ như sau:

Lựa chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền trục vít- bánh vít trong hộp giảm tốc là:  

Vòng quay n(v/phút)

Khối lượng (kg)

Đường kính trục (mm)

n   truc vit 1458 81 v / phut

n  tang  dia xich1  81 26,83 v / phut

xich

n

u

+ Công suất PIII trên trục tang và trục đĩa xích2 là: Pt 5,23kW.

Chương II Tính toán thiết kế các bộ truyền

I Nội dung:

1 Tính toán thiết kế bộ truyền trong (trục vít – bánh vít)

2 Tính toán lựa chọn, thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)

II Thực hiện:

1 Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít:

1.1 Lựa chọn vật liệu chế tạo trục vít và bánh vít:

Vật liệu bánh vít Cách đúc b[MPa] ch[MPa]

Ápẻễ 10 – 1 Dùng khuôn kim loại 260 150

Trục vít được chế tạo bằng thép 45, tôi bề mặt đạt độ cứng 45  50 HRC, ren thân khai, sau khi cắt ren được mài

1.2 Tính ứng suất cho phép:

* Tính ứng suất tiếp xúc cho phép [H]:

Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc kẽm chì Ápẻễ 10 – 1 ta tính giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép như sau:    

 H  H0.KHL

  0,75 0,9

H0 b, ta lấy giá trị hệ số là 0,9 ứng với trường hợp trục vít

được thấm Cacbon hoặc tôi đạt độ cứng HRC > 45, mặt ren được mài

2max

7108

77,29.10

 H 234.0, 78 182,52 MPa

* TÝnh øng suÊt uèn cho phÐp [F]:    

2max

6109

672,9.10

1.3 TÝnh to¸n c¸c th«ng sè h×nh häc cña bé truyÒn:

Víi tû sè truyÒn utv bv 18 chän z1 2z2 u.z1 18.236

chuÈn vµ lÊy gi¸ trÞ q =10 (d·y1)

q

z 2 HThay TII 655530,86 N.mm ,   H  182,52 MPa , ta ®­îc:

Lấy asbw 175 mm  Modul dọc của trục vít m (hay modul ngang của bánh vít)

* Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ta có vận tốc trượt dọc trên răng bánh vít đối với bộ truyền không dịch chỉnh là: Vt  m.ntv Z12 q2  8.1458 22 102 6, 23 m / s  

Chọn cấp chính xác 8 thì với vận tốc trượt Vt 6, 23 m / s  tra bảng ra ta được hệ

số tải trọng động Kv 1, 3 Do tải trọng là không đổi nên hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều K  1 KH  K.Kv 1.1, 31, 3.Thay các giá trị vừa tìm được ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện khi bộ truyền làm việc như sau:

Thay các giá trị vào ta có:

Do vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

* Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

Hệ số tải trọng KF  KH 1, 3 Ta có ứng suất uốn xuất hiện khi bộ truyền làm

1, 4.T Y K

.

b d m.Cos

Có F 11, 37 MPa    F  47, 74 MPa   Thoả mãn điều kiện bền uốn

1.4 Bảng các thông số hình học cơ bản của bộ truyền như sau:

1.5 Tính toán diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc:

Với vật liệu làm bánh vít làm đồng thanh thiếc kẽm chì và có vận tốc trượt dọc răng bánh vít vt  6,23 m / s   tra bảng ra ta được góc ma sát giữa trục vít và bánh vít là:  ' 1,330, bộ truyền có góc vít là  11 280 Ta có hiệu suất của bộ truyền lúc

được xác định qua vị trí của bộ truyền và chiều quay của trục vít Với góc ma sát

 ' 1,330 3 nên ta có thể tính toán các thành phần lực theo công thức sau: 0

2 Tính toán thiết kế bộ truyền động xích:

Hệ số sử dụng K K K K Kd a 0 dc.Kbt.Kc, với:

+ Hệ số tải trọng động Kd 1(tải trọng tĩnh, làm việc êm)

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục a, lấy a 3050 p  Ka 1 + Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc đường nối tâm  00  600 K0 1

+ Hế số kể đến khả năng điều chỉnh lực căng xích, bộ truyền được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích nên Kdc 1

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn: bộ truyền làm việc trong môi trường có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên K 1, 3

bt+ Hệ số kể đến chế độ làm việc liên tục: Bộ truyền làm việc một ca nên Kc 1

ứng với bước xích p31, 75 mm  

Giá trị bước xích p31, 75 mm vẫn còn lớn do đó đường kính đĩa xích sẽ khá  

lớn, bộ truyền cồng kềnh nên ta chọn xích là loại 2 dãy, lúc đó hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các dãy là Kd 1, 7

Nên công suất tính toán lúc này là:

2.4 Tính toán khoảng cách trục a và số mắt xích x:

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Để đảm bảo cho xích không bị phá huỷ do quá tải, hệ số an toàn phải thoả mãn

điều kiện sau: SQ / K F t t F0 Fv S

Tra bảng số liệu với loại xích 2 dãy tương ứng với bước xích là p 25, 4 mm ta  

được tải trọng phá hỏng Q 113, 4 kN , q  m 5 kg / m 

Lấy Kt 1, 2(ứng với chế độ làm việc trung bình)

Vận tốc xích v Z p.n / 600001 1 25.25, 4.81 / 60000  0,86 m / s ,



Ft 1000Pdia 1/ v 1000.5, 56 / 0, 86 6465,12 N Với vận tốc n01 50 v / phut , tra ra được  S  7, 0.

Lực căng phụ Fv do lực ly tâm sinh ra: Fv  qm.v2 5.0, 862 3, 70 N  

Lực căng ban đầu F0 k qm.a.g

Lực tác dụng lên trục là: Fr 6.10 P7 dia1.K / Z p.nx  1 1

Thay các giá trị vào trong đó hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích

Chương III Tính toán thiết kế trục

&

lựa chọn khớp nối và ổ lăn

I Nội dung:

1 Tính toán lựa chọn khớp nối trục đàn hồi

2 Tính toán thiết kế các trục

3 Tính toán lựa chọn ổ lăn

II Thực hiện:

1 Tính toán lựa chọn khớp nối trục đàn hồi:

Do khớp nối trục đã được tiêu chuẩn hoá, kích thước được tra trong bảng tài liệu thiết kế, phụ thuộc vào trị số của Mômen xoắn tính toán Ttt , với Ttt  k.T

Trong đó T là Mômen xoắn danh nghĩa T Tdc 46505, 48 N.mm 

Và k là hệ số kể đến chế độ làm việc: k 1, 2 1, 5 , lấy  k 1, 3 Do đó Mômen xoắn tính toán là: Ttt  k.T 1, 3.46505, 4860457,12 N.mm   Tra bảng các thông số hình học của khớp được như sau:

+ Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

T [N.m]

d [mm]

D [mm]

d1[mm]

D0

nmax[v/phut]

d1[mm]

D2[mm]

l [mm]

l1[mm]

l2[mm]

l3[mm]

h [mm]

Sau khi đã chọn kích thước nối trục theo trị số Mômen xoắn tính toán Ttt ta kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt:

* Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:  d    d

Do vậy vòng đàn hồi của khớp nối đủ sức bền dập

* Điều kiện sức bền của chốt:   0    

k.T.l

0,1 d D Z Thay các giá trị

Do vậy chốt của khớp nối đủ khả năng chịu bền

Khi trục làm việc thì do sự không đồng tâm giữa các khớp nối khi chế tạo làm xuất hiện thành phần phản lực trên khớp có giá trí: FK 0, 20, 3 Ft

2 Tính toán và thiết kế trục:

2.1 Lựa chọn vật liệu chế tạo trục:

Chọn vật liệu dùng để chế tạo tất cả các trục là như nhau và là thép CT45, tôi cải thiện có giới hạn bền là   600 MPa 

b

2.2 Tính sơ bộ đường kính và chiều dài của trục:

Sơ đồ phân tích lực như hình vẽ:

* Đường kính sơ bộ trục d1 và các kích thước trên trục (I) như sau:

+ Chiều dài Moayơ nửa khớp nối: Lm13 1, 42, 5 d , 1 lấy

l22 0,5 lm22 b02 k1 k2 0,5 104 33 10 10 88, 5 mm +l21 2.l22 2.88, 5177 mm 

d3

0, 2 , víi   1520 MPa , lÊy    15 MPa ,  

thay T3 1861591, 5 N.mm d3 31861591, 5 / 0, 2.15  84, 29 mm  

Lấy d3 85 mm , từ đường kính sơ bộ của trục (III), chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn b03 41 mm 

2.3 Tính chính xác đường kính và chiều dài trên mỗi đoạn trục:

Trục I:

Giả sử các thành phần phản lực trên các ổ đỡ trên trục (I) có chiều như hình vẽ Dựa vào các phương trình cân bằng lực và cân bằng Mômen ta tính được các phản lực như sau:

Do vậy ta có sơ đồ các lực tác dụng lên trục và các biểu đồ Mômen Mx; MY và MZnhư sau:

Ta tính các Mômen tương đương Mtd trên mỗi tiết diện (1-0); (1-1); (1-2) và (1-3) dựa vào công thức sau: M  M2X M2Y 0, 75.M2Z

trục là thép CT45, tôi cải thiện có giới hạn bền là   600 MPa 

sơ bộ của trục I là dI < 30mm nên tra ra ta được giá trị ứng suất cho phép

   63 MPa  

Ta tính được kích thước tại các tiết diện trên dựa vào công thức như sau:

0,1 Kết quả các giá trị Mômen Mx; MY và MZ cùng với Mômen tương

đương, đường kính lý thuyết tại mỗi tiết diện trên trục I được cho trong bảng sau:

MX[N.mm]

MY[N.mm]

MZ[N.mm]

Mtd[N.mm]

d [mm]

Tiết diện (1-1) 0 20796,25 45981,48 44924,45 19,25 Tiết diện (1-2) 219329,28 31603,45 45981,48 225144,03 33

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các

đoạn trục như sau:

Từ kết quả trên ta có kích thước của trục như sau:

Chọn then trên mối ghép giữa trục (I) với khớp nối:

Chiều dài Moayơ Lm12 =50[mm], đường kính trục d = 45[mm]

Chọn theo tiêu chuẩn ta được:

+ Loại then: Then bằng, vật liệu làm then là thép CT45

Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt trên mối ghép then như sau:

đảm bào điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

Trục II:

Giả sử các thành phần phản lực trên các ổ đỡ trên trục (II) có chiều như hình vẽ Dựa vào các phương trình cân bằng lực và cân bằng Mômen ta tính được các phản lực như sau:

177M

Kết quả các giá trị Mômen Mx; MY và MZ cùng với Mômen tương đương, đường kính lý thuyết tại mỗi tiết diện trên trục II được cho trong bảng sau, với đường kính sơ bộ dII > 50mm nên lấy    50 MPa :  

MX[N.mm]

MY[N.mm]

MZ[N.mm]

Mtd[N.mm]

d [mm]

Tiết diện (2-1) 138340,89 171497,07 655530,86 608966,32 49,57 Tiết diện (2-2) 0 745873,44 655530,86 937346,10 57,23 Tiết diện (2-3) 0 0 655530,86 567706,38 48,42

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các

đoạn trục như sau:

Từ kết quả trên ta có kích thước của trục như sau:

Chọn mối ghép then trên trục II ( trục có gắn bánh vít):

* Tại mối ghép giữa bánh vít và trục có:

Chiều dài Moayơ lm22 104 mm  ; đường kính trục d65 mm  

Chọn theo tiêu chuẩn:

+ Loại then: Then bằng, vật liệu làm then là thép CT45

+ b 20 mm ; h  12 mm ;  t1 9 mm ; t  2 5, 4 mm  

+ Chiều dài then lấy bằng lt 0,85.lm22 0,85.10488, 4 mm  

Lấy lt = 90[mm]

Tiến hành kiểm nghiểm then như sau:

điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

* Tại mối ghép giữa đĩa xích (1) và trục có:

Chiều dài Moayơ lm23 91 mm  ; đường kính trục d 50 mm  

Chọn theo tiêu chuẩn:

+ Loại then: Then bằng, vật liệu làm then là thép CT45

điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Khi xác định đường kính trục như trên ta chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến

độ bền mỏi của trục, như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt Vì vậy sau khi xác định xong kích thước trục ta cần tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi trong đó có kể đến các yếu

tố vừa nêu Ta chọn trục II là trục ra của hộp giảm tốc để tiến hành kiểm nghiệm.Thực hiện việc kiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm gồm:

* Tiết diện lắp bánh vít : (2-1)

* Tiết diện lắp ổ lăn (1) : (2-2)

* Tiết diện lắp đĩa xích (1) : (2-3)

Tiết diện j của trục thoả mãn điều kiện bền khi điều kiện sau được thoả mãn:

Víi  S lµ hÖ sè an toµn cho phÐp, ta lÊy  S 1, 5 2, 5 Vµ S

Víi trôc cã 1 r·nh then ta cã:

TiÕt diÖn §­êng kÝnh

trôc b x h t1 W[mm3] W0[mm3] (2-1) 65 [mm] 20 x 12 9 22169,10 49580,34

 

  600 MPa

b là K 1, 76; K 1, 54 Tra hệ số kích thước  và  ứng với

đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta có:

+ Tại tiết diện (2-1) có d = 65[mm] :  0, 76 ;   0, 73

+ Tại tiết diện (2-3) có d = 50[mm] :  0, 81;   0, 76

+ Tại tiết diện (2-2) lắp ổ lăn có d = 60[mm], lắp kiểu k6 nên tra ra ta được:

Rãnh then

Lắp căng



2-1 65 2,32 2,52 2,11 2,03 2,58 2,17 10,2 4,84 4,37 2-2 60 - 2,52 - 2,03 2,58 2,09 2,88 9,40 2,75 2-3 50 2,17 2,06 2,03 1,64 2,23 2,09 - - -

Như vậy trục được kiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm đều đảm bảo an toàn về mỏi

3 Tính toán lựa chọn ổ lăn:

3.1 Chọn ổ cho trục (I) – trục có gắn trục vít:

Do yêu cầu về kết cấu, chủ yếu là do khi làm việc bộ truyền trục vít sinh nhiệt khá lớn làm cho vật liệu làm trục vít bị giãn nở, để tránh xảy ra hiện tượng giãn nở vì nhiệt làm cho cong vênh hay dẫn đến gẫy trục ta thực hiện kết cấu gối đỡ trên trục(I) theo sơ đồ như sau:

Trong đó gối (1) là ổ bi đỡ một dãy và tại gối (0) ta sử dụng một cặp ổ đũa côn

 Tính toán lựa chọn ổ bi đỡ một dãy tại gối (1):

Ta có lực tác dụng lên gối (1) là:

Fr(1) FX1 FY1 527, 52 235, 68 577, 77 N ; Fa(1) 0 N

Chọn sơ bộ ổ theo đường kính ngõng trục với d = 50[mm], chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ vừa có các thông số sau: C16, 5 kN ; C  0 13, 4 kN   Ta kiểm tra ổ theo khả năng tải động:

Tải trọng quy ước là : Q = (XVFr+YFa)ktkđ V: Hệ số ảnh hưởng của vòng nào quay; Vòng trong quay V=1;

kt : Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ: kt =(108+0,4.)/150=(108+0,4.200)/150=1,12

kđ: Hệ số ảnh hưởng tải trọng động  kđ =1,7 (Tải trọng va đập vừa)

Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm Fr gây ra là: Fs 0 N   Với ổ bi đỡ một dãy thì các hệ số X và Y có giá trị là: X = 1; Y = 0

Thay các giá trị vừa xác định được vào biểu thức trên ta có tải trọng quy ước là:

Q 1.1.577,77 0.4552,3 1,12.1, 7 1100,10 N 1,10 kN

Khả năng tải động của ổ là: C Q.L1/ m

d Với ổ bi ta lấy giá trị m  3.

Tuổi thọ cần thiết là : L 60.106.1458.150001312, 2 Tr.Vong 

Thay vào ta có khả năng tải động của ổ là: Cd 1,1.1312, 21/3 12, 04 kN  

Ta nhận thấy tải trọng động Cd nhỏ hơn so với C cũng không nhiều nên ổ vừa lựa chọn đảm bảo về khả năng tải động và không gây thừa quá nhiều dẫn đến lãng phí

Do vậy ta chấp nhận lựa chọn ổ có kích thước như trên

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ như sau: Qt X F0 r Y F 0 a

Với các hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục tĩnh như sau: X0 0, 6; Y0  0,5.Thay các giá trị và có:

nên trên mỗi ổ chỉ chịu một phần lực hướng tâm là:

 

Fr Fr(1)/ 2 1389,84 / 2 694, 92 N

Ta tiến hành tính toán và lựa chọn cho một ổ

Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm Fr gây ra là: Fs 0, 5.e.Fr , trong đó hệ số e

được tính qua biểu thức: e 1, 5.tg , lấy góc vát côn là   12 0

Tải trọng quy ước là : Qd = (XVFr+YFa)ktkđ

V: Hệ số ảnh hưởng của vòng nào quay; Vòng trong quay V=1;

d Với ổ đũa ta lấy giá trị m 10 / 3 N  

Tuổi thọ cần thiết là : L 60.106.1458.150001312, 2 Tr.Vong 

Thay vào ta có khả năng tải động của ổ là:

Do vậy ta lựa chọn loại ổ là:

ổ trụ đũa côn cỡ trung rộng có : C122, 0 kN ; C  0 108, 0 kN  

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ như sau: Qt X F0 r Y F 0 a

Với các hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục tĩnh như sau:

C [kN]

C0[kN]

7610 50 110 86,5 78 40 34 42,25 3,0 1,0 11,17 122,0 108,0

3.2 Chọn ổ lăn trên trục (II) – trục có gắn bánh vít:

Do yêu cầu về kết cấu, với mục đích vừa là để đỡ, để chặn thành phần lực dọc trục trên trục II nên ta thực hiện kết cấu gối đỡ trên trục II theo sơ đồ như sau:

Tại cả gối đỡ (0) và (1) ta đều sử dụng ổ là loại ổ đũa côn

 Tính toán lựa chọn ổ đũa côn tại gối đỡ (0):

Ta có lực tác dụng lên gối (0) là:

Fr(0) FX0 FY0 1937, 82 60, 66 1938, 77 N ; Fa2 923, 42 N Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm Fr(0) gây ra là: Fs 0,83.e.Fr , trong đó hệ số

e được tính qua biểu thức: e1, 5.tg , lấy góc vát côn là   12 0