Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn Kèm File Autocad

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MƠN CHẾ TẠO MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN (ĐỀ SỐ 6, PHƯƠNG ÁN SỐ 9) GVHD: Thầy DƯƠNG ĐĂNG DANH Sinh Viên Thực Hiện: SVTH MSSV LỚP TP HCM 05/2012 Nguyễn Quốc Việt G0904794 GT09OTO1 MỤC LỤC PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động điện 1.2 Phân phối tỉ số truyền 1.3 Lập bảng đặc tính động PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế truyền đai 2.2 Thiết kế bánh 2.2.1 Thiết kế truyền cấp nhanh 2.2.2 Thiết kế truyền cấp chậm 2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn 2.3 Thiết kế trục then hộp giảm tốc 2.3.1 Vật liệu chế tạo trục ứng suất cho phép 2.3.2 Thiết kế sơ moment xoắn: 2.2.3 Xác định khoảng cách giữa gỗi đỡ điểm đặt lực 2.3.4 Thiết kế trục 2.3.5 Kiểm tra độ bền trục 2.3.6 Kiểm nghiệm then 2.4 Tính tốn chọn ổ nối trục 2.4.1 Tính chọn ổ hộp giảm tốc 2.4.2 Nối trục đàn hồi 2.5 Chọn than máy, bulông chi tiết phụ khác 2.5.1 Vỏ hộp 2.5.2 Bulông chi tiết tiêu chuẩn 2.5.3 Một số chi tiết khác 2.5.3.1 Cửa thăm 2.5.3.2 Nút tháo dầu 2.5.3.3 Kiểm tra mức dầu 2.5.3.4 Chốt định vị 2.5.3.5 Nút thông 2.5.3.6 Vòng chắn dầu PHẦN III: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP Tài liệu tham khảo 11 ĐỀ TÀI Đề số 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số: • Số liệu thiết kế Cơng suất trục thùng trộn :P=3,5 kW Số vòng quay trục thùng trộn :n= 30(vòng/phút) Thời gian phục vụ :L= (năm) Quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( 1năm làm việc 250 ngày, ngày làm ca, ca làm việc giờ) Chế độ tải: T1 = T t1 = 12 (s) T2 = 0,2T t2 = 60 (s) T3 = 0,2T t3 = 28 (s) PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động điện • Hiệu suất truyền động: η = ηkn ηd ηbr1 ηbr2 ηol4 Trong đó: (Tra bảng, chọn) ηkn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi ηd = 0,95 : Hiệu suất truyền đai thang ηbr1 = 0,96 : Hiệu suất truyền bánh trụ nghiêng cấp nhanh ηbr2 = 0,97 : Hiệu suất truyền bánh trụ cấp chậm ηol = 0,99 : Hiệu suất cặp ổ lăn  η = ηkn ηd ηbr1 ηbr2 ηol4 = 0,99.0,955.0,96.0,97.0,994 = 0,841 • Cơng Suất Tương Đương: 2 T   T1  T  T   t1 +   t +   t ∑ ( Ti ) t i T  T  T  Pt = Ptd = P = p t + t + t t ∑i 2 T   0,2T   0,2T    12 +   60 +   28 T   T   T  = 3,5 = 1,379(kW ) 12 + 60 + 28 • Cơng suất cần thiết động cơ: pct = pt 1,379 = = 1,64(kW ) η 0,841 Như cần phải chọn động có cơng suất lớn 1,64 (kW) • Xác định số vòng quay sơ động cơ: Tỷ số truyền hệ: uh = uhgt.ud Trong uhgt = 10,5 : Tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh trụ cấp ud = : Tỷ số truyền truyền đai thang  uh = uhgt.ud = 10,5.3 = 31,5 Số vòng quay sơ động cơ: nsb = nct.uh= 30.31,5 = 945 (vịng/phút) Từ tính tốn ta có  pct = 1,64(kW )  n sb = 945 (v/p)  Ta chọn động điện ba pha không đồng bộ: dựa vào bảng P1.3 [1] Tmax Công Vận tốc η% Kiểu động cos ϕ Tnd suất(kW) quay(v/p) 4A132S6Y3 950 0,81 82 2,2 1.2 Phân phối tỉ số truyền Tỷ số truyền thực sự chọn động cơ: uh = ndc 950 = = 31,667 nct 30 Tk Tnd • Phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc Tỷ số truyền chọn sơ uhgt = 10,5 Phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc: Ta xem hộp giảm tốc bánh phân đôi hộp giảm tốc khai triển với cấp nhanh cặp bánh răn chữ V, cấp chậm bánh trụ thẳng Ta có : u nh = 1,2.uch u hgt 10,5 = 2,958 1,2 1,2 u nh = 1,2.uch = 1,2.2,958 = 3,5496 uch = = Tỷ số truyền cuối hộp giảm tốc u hgt = u nh u ch = 3,5496.2,958 = 10,4997 Sai số tỷ số truyền hộp giảm tốc: ∆= 10,5 − 10,4997 100% = 0,0028% 10,5 • Tỷ số truyền truyền đai: ud = uh 31,667 = = 3,016 u hgt 10,4997 1.3 Lập bảng đặc tính động • Tính Tốn Cơng Suất Trên Các Trục pct 3,5 = = 3,607(kW ) η η kn 0,99 2.0,99 p3 3,607 p2 = = = 3,756( kW ) η ol η br 0,99.0,97 p2 3,756 p1 = = = 3,952(kW ) η ol η br1 0,99.0,96 p 3,952 p dc = = = 4,162(kW ) ηd 0,95 p3 = ol • Tính Tốn Số vịng Quay Của Các Trục ndc 950 = = 315(v / p ) u d 3,016 n 315 n2 = = = 89(v / p) u nh 3,5496 n 89 n3 = = = 30(v / p ) u ch 2,958 n1 = n3 = nlv = 30( v / p ) • Tính Tốn Moment Xoắn Cho Các Trục pdc 4,162 = 9,55.10 = 41839,05( N mm) ndc 950 p 3,952 T1 = 9,55.10 = 9,55.10 = 119814,603( N mm) n1 315 p 3,756 T2 = 9,55.10 = 9,55.10 = 403031,461( N mm) n2 89 p 3,607 T3 = 9,55.10 = 9,55.10 = 1148228,333( N mm) n3 30 p 3,5 Tct = 9,55.10 ct = 9,55.10 = 1114166,667( N mm) nct 30 Tdc = 9,55.10 • Bảng đặc tính động Trục Động Công tác Thông số Công 4,162 3,952 3,756 3,607 3,5 suất (kW) Tỷ số 3,016 3,5496 2,958 truyền Số vòng 950 315 89 30 30 quay (v/p) Moment 41839,05 119814,603 403031,461 1148228,333 1114166,667 xoắn (Nmm) PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế truyền đai Thông số kĩ thuật để thiết kế: • Cơng suất truyền: P1 = 4,162kW Số vòng quay bánh dẫn n1 = 950 vòng/phút Tỷ số truyền ud = 3,016 2.1.1 Chọn dạng đai: Dựa vào hình 4.22 tài liệu [3]  ta chọn đai dạng B: Loại đai Ký hiệ u bp(m m) bo(m m) h(mm ) yp(m m) A(m m) Đai thang B 14 17 10,5 4,0 138 2.1.2.Tính đường kính bánh đai nhỏ d1: Tính sơ bộ: d1 = 1,2.d = 1,2.140 = 168(mm) Chiều T1(N.m d1(mm) dài đai ) 8006300 40140-280 190 Theo tiêu chuẩn chọn: d1 = 180 mm Tính vận tốc đai v1 : π d1.n1 π 180.950 v1 = 60000 = 60000 = 8,954(m / s ) 2.1.3.Chọn hệ số trượt tương đối tính d2 : Chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,01 Tính sơ d2 : d = ud d1 (1 − ξ ) = 3,016.180(1 − 0,01) = 537,451( mm ) Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 560 mm Tỉ số truyền: ud = d2 560 = = 3,14 d1 (1 − ξ ) 180(1 − 0,01) Sai lệch so với thông số kĩ thuật: 3,14 − 3,016 = 0,0411 = 4,11% 3,016 2.1.4.Tính khoảng cách trục a chiều dài đai L: Chọn sơ khoảng cách trục a theo đường kính d2, với ud = 3,14 Ta chọn : a = d = 560mm Chiều dài sơ đai L: π ( d1 + d ) ( d − d1 ) + 4a π (180 + 560 ) ( 560 − 180) = 2.560 + + 4.560 = 2346,85( mm ) Lsb = 2a + Chọn L = 2500 (mm) Khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn: a= với k + k − 8∆2 π ( d1 + d ) π (180 + 560 ) = 2500 − = 1337,61 2 d −d 560 − 180 ∆= = = 190 2 k = L− Vậy : a= k + k − 8∆2 1337,61 + 1337,612 − 8.190 = 640,63( mm ) = Kiểm nghiệm điều kiện: 0,55.( d1 + d ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d ) ⇔ 0,55.(180 + 560 ) + 10,5 ≤ a ≤ 2(180 + 560 ) ⇔ 417,5 ≤ a ≤ 1480 Ta thấy a = 640,63mm thỏa điều kiện  Vậy chọn a = 640,63mm 2.1.5 Số vòng quay đai 1s : i= v 8,954 = = 3,5816 s −1 < [ i ] = 10s −1 L 2,5  Điều kiện thỏa 2.1.6 Tính góc ơm đai: d − d1 a 560 − 180 = 180 − 57 = 146,20 > 1200 640,63 α1 = 180 − 57 2.1.6 Tính số đai: Cơng thức tính số đai: z≥ P1 [ P0 ]Cα Cu CLC z Cr Cv Tra biểu đồ hình 4.21 [3] với thông số d1 = 180 mm; v = 8,954 m/s ; đai loại B ta có: P0 = 3,7 kW L0 = 2240 mm Tính hệ số sử dụng: Hệ số xét đến ảnh hưởng gốc ôm đai: −α Cα = 1,24(1 − e 110 ) = 1,24(1 − e −146, 110 ) = 0,912 Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u: Cu = 1,14 Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: CL = L 2500 = =1,018 L0 2240 Hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố không đồng tải trọng dây đai: C z = 0,95 (giả sử chọn từ → đai) Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ trọng tải: tải va đập nhẹ Cr = 0,86 Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc: ( ) ( ) Cv = − 0,05 0,01.v − = − 0,05 0,01.8,954 − = 1,01 Ta có: P1 [ P0 ]Cα Cu CLC z Cr Cv 4,162 z≥ = 1,288 [ 3,7].0,912.1,14.1,018.0,95.0,86.1,01 z≥  Chọn z =2 Vậy hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố không đồng tải trọng dây đai: C z = 0,95 hợp lý 2.1.7.Tính chiều rộng bánh đai đường kính ngồi d bánh đai: Áp dụng công thức 4.17 4.18 tài liệu [1] z=2 t = 19 (tra sách ) e = 12,5 h0 = 4,2 Chiều rộng bánh đai: B = (z - 1)t + 2e = (2 - 1)19 + 2.12,5 = 44 mm Đường kính ngồi bánh đai nhỏ: d a1 = d1 + 2h = 180 + 2.4,2 = 188,4 mm Đường kính ngồi bánh đai lớn: d a2 = d + 2h = 560 + 2.4,2 = 568,4 mm 2.1.8.Tính lực tác dụng lên trục lực căng đai ban đầu F0 : Lực căng đai ban đầu: F0 = Aσ = zA1σ = 2.138.1,5 = 414 N Lực căng mỗi dây đai: F0 414 = = 207 N 2 Lực vịng có ích: 1000 P1 1000.4,162 Ft = = = 464,82 N v1 8,954 Lực vịng mỡi dây đai: Ft 464,82 = = 232,41N 2 Từ công thức: F e fα + F0 = t fα e −1 ⇔ F0e fα = Ft e fα + F ⇔ e fα = F0 + Ft F0 − Ft F0 + Ft 2.414 + 464,82 ln = ln = 0,498 α F0 − Ft 2,55 2.414 − 464,82 Hệ số ma sát nhỏ để truyền không bị trượt trơn (giả sử biên dạng bánh đai γ = 38 ) ⇔ f'= γ   38  f = f ' sin   = 0,498 sin   = 0,162 2  2 Lực tác dụng lên trục:  α1   146,2  Fr ≈ F0 sin   = 2.414.sin   = 792,24 N  2   2.1.9.Tính ứng suất max cho phép: Ta có: Vậy độ bền uốn thỏa 2.2.2 T hiết kế truyền cấp chậm 2.2.1.1 Chọn vật liệu nhiệt luyện bánh răng: Chọn thép C45 thường hóa Theo bảng 6.13 tài liệu [3] ta có: - Độ rắn bánh dẫn ( bánh nhỏ): HB1 = 250HB - Độ rắn bánh bị dẫn ( bánh lớn): HB2 = 235HB 2.2.1.2 Ứng xuất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép • chưa có kích thước truyền ta tính sơ theo công thức [σ H ] = σ H lim 0,9 K HL sH Giớ hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ sở cho bảng 6.13 tài liệu [3] σ H lim1 = HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa σ H lim = HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức 6.34 K HL = mH N HO N HE Trong đó: NHE : số chu kỳ làm việc tương đương NHO: số chu kỳ làm việc sở MH : bậc đường cong mỏi, có giá trị MH =6 Số chu kỳ làm việc tương đương xác định công thức  T 3  N HE1 = 60.c.∑  i  ni ti   i =1  Tmax   n c=1 : số lần ăn khớp vòng quay Tuổi thọ : Lh=6.250.8.2=24000  T   N HE1 = 60.c.∑  i  ni t i   i =1  Tmax   3  T   12 60 28  0,2T   0.2T  = 60.1.24000.89.  + +     T  12 + 60 + 28  T  12 + 60 + 28  T  12 + 60 + 28  n = 16,281.10 (Ck ) N HE N HE1 16,281.10 = = = 5,504.10 u 2,958 Số chu kỳ làm việc sở: N HO = 30HB 2, 2, = 30.250 2, = 17,07.10 ( chu kỳ) 2, = 30.235 2, = 14,71.10 ( chu kỳ) N HO1 = 30 HB1 N HO = 30 H Vậy: K HL1 = mH N HO1 17,07.10 =6 = 1,008 N HE1 16,281.10 K HL = mH N HO 14,71.10 =6 = 1,178 N HE 5,504.10 Hệ số an tồn có giá trị theo bảng 6.13 tài liệu [3] sH=1,1 ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bánh răng: [σ H ] = σ H lim1 0,9 K HL1 = 570 0,9.1,008 = 470,09MPa sH 1,1 [σ H ] = σ H lim 0,9 K HL sH = 540 0,9.1,178 = 520,46 MPa 1,1 Đây truyền bánh trụ thẳng nên theo 6.40a ta có: [σ H ] = 0,5 [σ H ] + [σ H ] = 0,5 470,09 + 520,46 = 350,66MPa So sánh với điều kiện (6.41): [σ H ] ≤ [σ H ] ≤ 1,25.[σ H ] Với [σ H ] giá trị nhỏ hai giá trị [σ H ] [σ H ] Vậy : [σ H ] = 470,09 ≤ [σ H ] = 350,66 ≤ 1,25.[σ H ] = 587,61MPa Điều kiện không thỏa nên ta chọn: [σ H ] = [σ H ] = 470,09MPa ứng suất uốn cho phép • chưa có kích thước truyền ta chọn sơ theo 3.20 tài liệu [3]: [σ F ] = σ OF lim K FL sF Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ sở NFO chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện: σ OF lim = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa σ OF lim = 1,8 HB2 = 1,8.235 = 423MPa Hệ số tuổi thọ KKL xác định theo công thức 6.48 tài liệu [3] K FL = mF N FO N FE Trong đó: mF : số mũ mF=6 NFE : số chu kỳ làm việc tương đương NFO: số chu kỳ làm việc sở, thông thường lấy NFO=5.106 tất loại thép Số chu kỳ làm việc tương đương theo 3.22 tài liệu [3] c=1 : số lần ăn khớp vòng quay Tuổi thọ : Lh=6.250.8.2=24000  T   N FE1 = 60.c.∑  i  ni t i   i =1  Tmax   6  T   12 60 28  0,2T   0.2T  = 60.1.24000.89.  + +     T  12 + 60 + 28  T  12 + 60 + 28  T  12 + 60 + 28  n = 15,386.10 (Ck ) N FE N FE1 15,386.10 = = = 5,201.10 (chuky) u 2,958 Số chu kỳ làm việc sở: N FO1 ≈ N FO = 5.10 (chuky ) Do toàn số chu kỳ làm việc tương đương lớn số chu kỳ làm việc sở ( NFE1 > NFO1, NFE2 > NFO2) Nên ta có: KFL1=KFL2=1  Hệ số an tồn có giá trị theo bảng 6.13 tài liệu [3] SF=1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bánh răng: Ta có: [σ F ] = σ OF lim K FL sF = 257,14 MPa 1,75 [σ F ] = 423 = 241,71MPa 1,75 [σ F1 ] = 450 2.2.1.4 Hệ số chiều rộng vành hệ số tập trung tải trọng Chiều rộng vành • Chiều rộng vành xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15 tài liệu [3]: ψ ba = 0,5 Ta suy giá trị ψ bd dựa vào công thức bw ψ ba ( u + 1) 0,5(2,958 + 1) = = = 0,9895 dw 2 ψ bd = Hệ số tập trung tải trọng • Kβ Dựa vào ψ bd , tra bảng 6.4 ta xác định hệ số tập trung tải trọng: K Hβ = 1,039475; K Fβ = 1,0078425 2.2.1.4 Khoảng cách trục Tính tốn cho bánh trụ nghiêng ta dùng công thức (3.28) tài liệu [3]: aω ≥ 50(u + 1)3 T2 K Hβ ψ ba [σ H ] u aω ≥ 50(2,958 + 1)3 403031,461 1,039475 = 214,97 mm 0,5.470,09 2.2,958 Trong điều kiện sản xuất nhỏ lẻ nước ta nên ta chọn khoảng cách trục aω = 225mm 2.2.1.5 Thông số ăn khớp Modun pháp • Theo cơng thức 6.68 H1,H2 < 350: mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ) aω = ( 0,01 ÷ 0,02 ) 225 = 2,25 ÷ 4,5mm Theo tiêu chuân bảng 3.2 ta chon modun pháp: mn = 3mm • Số bánh số bánh dẫn tinh theo công thức z1 = 2a w 2.225 = = 37,89 m(u + 1) 3(2,958 + 1) Chọn Z = 38 Số bánh bị dẫn z = z1.u = 38.2,958 = 112,404 Ta chọn z = 112 Ta tính lại tỷ số truyền thực: z 112 um = = = 2,947 z1 38 Sai số tương đối tỷ số truyền: ∆u = u m − u 2,958 − 2,947 = = 0,037% < 2% u 2,958 2.2.1.6 xác định kích thước truyền: theo bảng 3.3: khoảng cách trục: m( z1 + z ) 3( 38 + 112 ) aw = = = 225mm 2 2.2.2.6 xác định kích thước truyền Chiều cao răng: h = 2,25m = 2,25.3 = 6,75mm Đường kính vòng chia: d1 = mz1 = 3.38 = 114mm d = mz2 = 3.112 = 336mm Đường kính vịng lăn: d w1 = d1 = 114mm d w = d = 336mm Đường kính vịng đỉnh: d a1 = d1 + 2m = 114 + 2.3 = 120mm d a = d + 2m = 336 + 2.3 = 342mm Đường kính vịng đáy: d f = d1 − 2,5m = 114 − 2,5.3 = 106,5mm d f = d − 2,5m = 336 − 2,5.3 = 328,5mm Bề rộng răng: b = aw ψ ba = 225.0,5 = 112,5mm 2.2.1.7 chọn cấp xác cho truyền Vận tốc vịng bánh tính theo cơng thức : v= πd1n1 3,14.114.89 = = 0,53m / s 60000 60000 gh Dựa vào bảng 6.3 ta chọn cấp xác truyền với v =3m/s 2.2.1.8 Xác định giá trị lực tác dụng lên truyền Theo công thức 6.16, lực vòng: Ft1 = 2T1 2.403031,461 = = 7070,73N d w1 114 Theo công thức 6.17, lực hướng tâm: Fr1 = Ft1tgα w = 7070,73.tg (21,68) = 2810,92 N 2.2.1.9 Hệ số tải trọng động Với vận tốc v = 0,53 m/s cấp xác tra bảng 6.6 ta xác dịnh hệ số tải trọng động: K Hv = 1,06 K Fv = 1,11 2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính tốn xác định cơng thức 6.63 tài liệu [3]: σH = Z M Z H Z ε 2T1 K H ( u + 1) d w1 bw u Trong đó: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức 6.64: 2 ZH = = = 1,706 sin 2α tw sin ( 2.21,68) M 1/2 Nếu cặp bánh thép thì: Z =275Mpa Hệ số ảnh hưởng tổng chuyền dài tiếp xúc theo 6.61 tài liệu [3]: Zε = − εα Theo công thức 5.58:   1  ε α = 1,88 − 3,2 +    z1 z       = 1,88 − 3,2 +   = 1,82 38 112    ⇒ Zε = − εα − 1,82 = = 0,852 3 Hệ số tải trọng tính: K H = K Hβ K Hv K Hα = 1,039475.1,06.1 = 1,102 Với K Hα = Tra bảng 6.11 Vậy : σH = = Z M Z H Z ε 2T1 K H ( u + 1) d w1 bw u 275.1,706.0,852 2.403031,461.1,102( 2,947 + 1) 114 112,5.2,947 = 360,57 MPa Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo cơng thức 6.39 tài liệu [3]: [σ H ] = σ H lim K HL Z R ZV K l K xH sH Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt: ZR = 0,95 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vịng Do HB ≤ 350 Theo cơng thức 6.39 ta có: Z v = 0,85v 0,1 = 0,85.0,530.1 = 0,798 Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn Thông thường chon Kl=1 Hệ số ảnh hưởng kích thướng Theo cơng thức 6.39 tài liệu [3] ta có: d 114 = 1,05 − = 1,019 10 10 Z Z KK 0,95.0,798.1.1,019 ⇒ [σ H ] = [σ H ] R V l xH = [ 470,09] = 403,496MPa 0.9 0.9 K xH = 1,05 − σ H = 360,57 < [σ H ] = 403,796 MPa Vậy điều kiện bền tiếp xúc thỏa mãn Tuy nhiên, truyền dư bền nhiều 2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn Ứng suất cho phép theo theo công thức 6.52 tài liệu [3] [σ F ] = σ OF lim K FLYR R X Yδ K FC SF Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng quay hai chiều đến độ bền mỏi KFC=1 quay chiều Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám YR = phay mài Hệ số kích thước Yx = 1,05 - 0,005m = 1,05 - 0,005.3 = 1,035 Hệ số độ nhạy bánh đến sự tập trung úng suất Yδ = 1,082 − 0,172 lg( m ) = 1,082 − 0,172 lg( 3) = 0,9999 [σ F1 ] = [σ F ]YRYxYδ K FC = [ 275,14]1.1,035.0,9999.1 = 284,74MPa  [σ F ] = [σ F ]YRYxYδ K FC = [ 241,71]1.1,035.0,9999.1 = 250,14 MPa Trong : Hệ số dạng tính công thức thực nghiệm 3.66 tài liệu [3] 13,2 YF = 3,47 + zv Trong đó: Số tương đương: z1 38 = = 38 cos β cos 0 z2 112 zv = = = 112 cos β cos 0 13,2 13,2 ⇒ YF = 3,47 + = 3,47 + = 3,817 zv1 38 zv1 = ( ) ( ) ⇒ YF = 3,47 + 13,2 13,2 = 3,47 + = 3,588 zv 112 Đặt tính so sánh độ bền uốn bánh răng: [σ F ] = 248,74 = 65,166 YF 3,817 [σ F ] = 250,14 = 69,716 YF 3,588 Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn bánh có độ bền thấp Ứng suất uốn tính theo cơng thức 6.78 tài liệu [3]: Y FK σF = F t F bw m Hệ số tải trọng tĩnh: K F = K Fβ K Fv K Fa Khi ncx ≥ KFα = hệ số KFβ KFv xác định trên, KF= 1,0078425 1,11.1=1,1187  Ứng suất tính tốn: Y FK σ F1 = F1 t F bw m 3,817.7070,73.1,1187 = 89,459 MPa 112,5.3 σ F = 89,459 MPa < [σ F ] = 284,74MPa Vậy độ bền uốn thỏa σ F1 = Thơng số aw u v m ¥ba z1 z2 d1 d2 b df1 df2 da1 da2 β Ft Fr Fa Cấp nhanh 160mm 3,5833 1,152m/s 2,5mm 0,135 24 86 69,82mm 250,17mm 50,4mm 63,57mm 243,92mm 74,82mm 255,17mm 30,750 1716,05N 726,77 1020,94N Cấp chậm 255mm 2,947 0,53 m/s 3mm 0,5 38 112 114mm 336mm 112,5mm 106,5mm 328,5mm 120mm 342mm 00 7070,73N 2810,93N 0N 2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngân dầu: Tính từ tâm mức dầu phải phải cách tâm lớn 2R/3 bánh lớn ( điều đảm bảo mức dầu thấp 2R/3 tất bánh răng) Điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc là: Mức dầu thấp ngập ( 0,7÷2) chiều cao (h = 2,25m) bánh bị động cấp nhanh, 10mm h2 = 2,25m = 2,25.2,5=5,625mm Khoảng cách mức dầu thấp cao là: hmax – hmin = 10 ÷ 15mm mức dầu cao khơng ngập q 1/3 đường kính bánh bị động cấp chậm ta có d a2 d 'a2 − 10 > 255,17 342 H= − 10 > H = 117,585 > 114 H= Với da2 = 255,17 bánh bị động cấp nhanh d’a2 = 342 bánh bị động cấp chậm hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu 2.3 Thiết kế trục then hộp giảm tốc 2.3.1 Vật liệu chế tạo trục ứng suất cho phép: Chọn thép 45 có ứng suất theo bảng 10.1: σb = 785 Mpa σch = 540 Mpa τch = 324 MPa σ-1 = 383 MPa τ-1 = 226 MPa [σ] = 85, 70 65 MPa ứng với trục có đường kính 30,50, 100 mm Chọn: [τ] 20MPa trục vào ra; [τ] 15MPa trục trung gian 2.3.2 Thiết kế sơ moment xoắn: Theo công thức 10.4 ta có: d ≥3  5T [τ ] d1 ≥ 5T1 5.119814,603 = ≥ 31,05mm [τ ] 20 d2 ≥ 5T2 5.403031,461 =3 ≥ 51,21mm [τ ] 15 d3 ≥ 5T3 5.1148228,333 =3 ≥ 65,97mm [τ ] 20 Theo tiêu chuẩn ta chọn: d1 = 32mm, d = 52mm, d = 66mm Dựa vào đường kính kích thước ta phác thỏa lực hộp giảm tốc: 2.2.3 Xác định khoảng cách giữa gỗi đỡ điểm đặt lực Chọn: k1 = 10 mm :khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành hộp k2 = mm khoảng cách giữa chi tiết quay :khoảng từ mặt nút ổ đến thành hộp k3 = 15 mm :khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ hn = 18 mm :chiều cao nắp ổ đầu bulông Chiều dài m ayơ bánh dai, bánh răng, nối trục : - lm12 = (1,2 1,5) dd =(1,2 1,5)28 = 33,6 42 mm Chọn lm12 = 40mm - lm13 = lm14= (1,2 1,5) d =(1,2 1,5)32 = 38,4 48 mm Chọn lm13 = lm14= mm - lm22 = lm24 =(1,2 1,5) d=(1,2 1,5)48 = 57,6 72 mm Chọn lm22 = lm24 = 67,5mm - lm23 = (1,2 1,5) d =(1,2 1,5)50 = 60 75 mm Chọn lm23 = mm - lm32 = (1,2 1,5) d =(1,2 1,5)70 = 84 105 mm Chọn lm32 = mm - lm33 = (1,2 1,5) d =(1,2 1,5)65 = 78 97,5 mm Chọn lm33 =80 mm - lc33 = 0,5(lm33+b03) + k3 + hn=0,5(80+33) +15 +18= 70 (89,5) ta có thơng số trục sau: Theo bảng 10-2 [1] ta xác định chiều rộng ổ lăn b theo d sb b01 = 19( mm ); b02 = 23( mm ) ; b03 = 33( mm ) - Trục l12 =- lc12 =0,5(lm12 + b01) + k3 + hn= 0,5(40+19) +15 +18= 76 (62,5)=76mm (62,5mm) l13 =0,5(b01+lm13)+k1+k2=0,5(19+40)+11+8=65,2mm l14 =0,5=248,1mm l11 =0,5=313,3mm - Trục l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(67,5 + 23) + 12+8= 65,2 mm ok l23 156,65mm = l22 + 0,5(lm22+ lm23)+k1=65,2 + 0,5(67,5 + 23) +12 = l24 = 2l23 -l22 = 2.156,65-65,2 =248,1mm l21=2l23 =2.156,65=313,3 mm - Trục l32=l23=156,65 mm; l31=l21=313,3mm; l33=2l32 +lc33 =2.156,65 =383,3mm 2.3.4 Thiết kế trục Ngoài moment xoắn trục chịu tác dụng moment uốn, lực cắt, lực kéo lực nén Do sau tính tốn sơ kích thước chiều dài trục ta tiến hành thiết kế trục dạng tác đồng thời moment uốn Tải FULL (66 trang): https://bit.ly/3kpLOQc moment xoắn Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net 2.3.4.1Trục Dựa vào công thức chương trước ta xác định lực đặt lên bánh bánh đai Lực tác dụng lến bánh răng: • Ft1 = 1716,05 N Fr1 = 726,77 N Fa1 = 1020,94 N • Lực tác dụng lên bánh đai: Fr = 729,24 N Áp dụng phương trình cân moment phương trình cân lực ta xác định lực ổ tác dụng lên trục: • Tính phản lực: Theo phương x: + ∑ Fx = ⇔ − FB1x − FE1x + FC1x + FD1x = ⇔ FB1x + FE1x = FC1x + FD1x = 1716,05 + 1716,05 = 3432,1N + ∑ M yA = ⇔ FC1x 65,2 + FD1x 248,1 − FE1x 313,3 = ⇔ FE1x = Vậy ta có: (1716,05.65,2 + 1716,05.248,1) = 1716,05 N 313,3 ⇔ FB1x = 3432,1 − 1716,05 = 1716,05 N Theo phương y: Tải FULL (66 trang): https://bit.ly/3kpLOQc Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net ↓ +∑ Fy = ⇔ − FA1 y + FB1 y + FC1 y + FD1 y − FE1 y = ⇔ − FB1 y + FE1 y = FC1 y + FD1 y − FA1 y = 726,77 + 726,77 − 292,24 = 661,3 N + ∑ M xB = ⇔ − FA1 y 76 − FC1 y 65,2 + FD1 y 248,1 + FE1 y 313,3 − M C1 + M D1 = ( 792,24.76 + 726,77.65,2 − 726,77.248,1 + 35644,02 − 35644,02) 313,3 = 918,95 ⇔ FE1 y = ⇔ FE1 y ⇔ FB1 y = 918,95 − 661,3 = 257,65 N Vậy ta có bảng giá trị lực Ft1 = FC1x =1716,05N Fa1 = FC1z =1020,94N Fr1 = FC1y =726,77N Ft2 = FD1x =1716,05N Fa2 = FD1z =1020,94N Fr2 = FD1y =726,77N Fr = 729,24N FB1x =1716,05N FB1y =257,65N FE1x =1716,05N FE1y =981,95N 3828705 ... 11 ĐỀ TÀI Đề số 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số: • Số liệu thiết kế Công suất trục thùng trộn :P=3,5 kW Số vòng quay trục thùng trộn :n= 30(vòng/phút) Thời gian... kế truyền đai 2.2 Thiết kế bánh 2.2.1 Thiết kế truyền cấp nhanh 2.2.2 Thiết kế truyền cấp chậm 2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn 2.3 Thiết kế. .. xoắn (Nmm) PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế truyền đai Thơng số kĩ thuật để thiết kế: • Cơng suất truyền: P1 = 4,162kW Số vòng quay bánh dẫn n1 = 950 vòng/phút Tỷ số truyền