Đồ Án Thiết Kế Máy Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn (Kèm File Autocad)
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.71 MB, 56 trang )
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HỒ CHÍ MINH
KHOA KỸ THUẬT GIAO THÔNG
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
( ĐỀ 6, PHƯƠNG ÁN 15)
- GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
- SVTH: TRẦN VĂNĐẠT
- MSSV: G0900547
TP. Hồ Chí Minh ,tháng 5 năm 2012
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
MỤC LỤC
--***-
LỜI NÓI ĐẦU…….….……………..……………………….…..trang 1
BẢN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN… ………………………………2
ĐỀ TÀI VÀ PHƢƠNG ÁN……..…………………….………………..3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
A. Chọn động cơ và phân bố tỉ số truyền …..………………..….…………..4
B. Thiết kế bộ truyền đai………………………………….…………………7
C. Thiết kế bộ truyền bánh răng…………………………….………………11
D. Thiết Kế trục………………………………………………………….....26
E. Tính toán chọn ổ………………………………………………….……...42
F. Thiết Kế Kết Cấu vỏ………………………………………………….….47
G. Thiết Kế các chi tiết phụ………………………………………………...49
H. Bảng dung sai lắp ghép………………………………………………….54
TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………...…………56
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 2
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
ĐỀ TÀI:
Đề số 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án: 15
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện ba pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc
bánh răng trụ hai cấp phân đôi; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn.
Số liệu thiết kế: Phương án: 15
Công suất trên trục thùng trộn, P (KW) : 9,5
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 42
Thời gian phục vụ, L(năm) : 8
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải trọng:
T1 = T
; t1= 45 s
T2 = 0,4 T
; t2 = 44 s
T3 = 0,4 T
; t3 = 11 s
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 3
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
A. TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
I.
Chọn động cơ:
1. Xác định hiệu suất hệ thống:
Hiệu suất truyền động:
kn .br 2 .d .ol4
Trong đó:
kn 0,99
br 0,98
d 0,96
ol 0,99
:
Hiệu suất khớp nối.
:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
:
Hiệu suất bộ truyền đai.
:
Hiệu suất ổ lăn.
kn .br 2 .d .ol4 0,99.0,982.0,96.0.994 0,877
2. Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ):
Công suất tính toán :
2
T
1 Ti ti
12.45 0, 42.44 0, 42.11
9,5.
6,97( KW )
n
45 44 11
ti
n
Ptd Pmax
1
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
P
6,97
Pct t
7,95( KW )
0,877
Tỉ số truyền chung của bộ truyền :
uch uh .ud 8.3 24
Trong đó: uh = 8 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi.
ud = 3 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb nlv .uch 42.24 1008(vòng / phút )
3. Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:
Động cơ điện đƣợc chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thoả
mãn điều kiện:
+ Pdc ≥ Pct= 7,95 (KW)
+ nđb ≈ nsb
Dựa vào bảng P1.3 sách [1] ta chọn động cơ .
Kiểu động cơ
4A160S6Y3
Công suất KW Vận tốc quay (vòng/phút)
11,0
970
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
cosυ
0,86
% Tmax/Tdn Tk/Tdn
85,5
2,2
2,0
Page 4
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
II.
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Phân bố tỉ số truyền:
Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:
uch
ndc 970
23,1
nlv
42
Ta chọn uh = 8 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi;
ta chọn: u1 =3,08 ; u2 = 2,60 ).
ud
III.
uch 23,1
2,89 (tỉ số truyền của bộ truyền đai thang)
uh
8
Lập bảng đặc tính:
1. Tính toán công suất trên các trục:
P 9,5( KW )
P
9,5
9, 69( KW )
ol .kn 0,99.0,99
P3
9, 69
P2
9,99( KW )
br .kn 0,98.0,99
P2
9,99
P1
10,3( KW )
br .ol 0,98.0,99
P
10,3
Pdc 1
10,88( KW )
ol .d 0,99.0,96
P3
2. Tính toán số vòng quay trên các trục:
ndc 970
335, 64(vòng / phút )
ud 2,89
n 335, 64
n2 1
108,97(vòng / phút )
u1
3, 08
n
108,97
n3 2
41,91(vòng / phút )
u2
2, 60
n1
3. Tính Moment xoắn trên các trục:
T1 9,55.106.
P1
10,3
9,55.106.
293066,98( Nmm)
n1
335, 64
T2 9,55.106.
P2
9,99
9,55.106.
875511, 61( Nmm)
n2
108,97
T3 9,55.106.
P3
9, 69
9,55.106.
2208052,97( Nmm)
n3
41,91
T4 9,55.106.
P4
9,5
9,55.106.
2164757,81( Nmm)
nlv
41,91
Tdc 9,55.106.
Pdc
10,88
9,55.106.
107117,53( Nmm)
ndc
970
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 5
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động :
Công Suất (KW)
Trục
động cơ
10,88
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Momen xoắn T
(Nmm)
Trục 1
Trục 2
Trục 3
Trục 4
10,3
9,99
9,69
9,5
2,89
970
3,08
335,64
2,60
108,97
107117,53 293066,98 875511,61
1
41,91
41,91
2208052,97
2164757,81
Hình minh họa vị trí các trục.
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 6
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
Thông số kĩ thuật để thiết kế:
Công suất: Pđc =10,88 kW
Số vòng quay: nđc = 970 vòng/phút
Tỉ số truyền: ud = 2,89
Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
1.Chọn dạng đai:
Dựa vào hình 4.22 trang 153 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc và các
thông số kĩ thuật trên ta chọn đai dạng B.
Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc ta có các thông
số kĩ thuật của đai loại B là:
bp= 14 mm;
bo= 17 mm;
h= 10,5 mm;
yo= 4 mm;
A= 138 mm;
L= 800-6300 mm;
d1= 140-280 mm.
2.Tính đường kính bánh đai nhỏ:
Tính sơ bộ: d1 = 1,2. dmin = 1,2 . 140 = 168 mm
Theo tiêu chuẩn chọn chọn d1 trang 148 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc:
Ta chọn: d1 = 180 mm
Tính vận tốc đai v1 :
v1
.d1.n1
60000
.180.970
60000
9,14(m / s)
3.Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2 :
Chọn hệ số trƣợt tƣơng đối: 0,02
Tính sơ bộ d2 :
d2 u.d1.(1 ) 2,89.180.(1 0, 02) 509,8mm
Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 500 mm
d2
500
2,83
d1.(1 ) 180.(1 0, 02)
Sai lệch so với thông số kĩ thuật: 2,1% (sai số chấp nhận đƣợc)
Tỉ số truyền: u
4.Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai L:
Giới hạn của khoảng cách trục:
0,55.(d1 +d 2 ) h a 2.(d1 +d 2 )
0,55.(180 500) 10,5 a 2.(180 500)
384,5 a 1360
Chọn sơ bộ a:
Ta có : u = 2,83 =>ta chọn: a = d2 = 500mm ( nằm trong giới hạn cho phép)
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 7
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Tính sơ bộ L:
Lsb 2.a
.(d1 +d 2 )
2
(d 2 - d1 ) 2
4.d 2
.(180 500)
(500 180) 2
2.500
2119, 34mm
2
4.500
Chọn theo tiêu chuẩn : L = 2240 mm = 2,24 m
Kiểm tra số vòng quay:
i
v 9,14
4, 08s 1 i 10s 1
L 2, 24
( thỏa mãn điều kiện đối với i ).
Tính lại khoảng cách trục:
k L
a
.(d1 +d 2 )
2
2240
.(180 500)
d 2 - d1 500 180
160
2
2
2
1171,86
k k 2 8. 2 1171,86 1171,862 8.1602
563, 2mm
4
4
( giá trị a thỏa mãn giới hạn cho phép)
5.Tính góc ôm đai:
Góc ôm đai bánh nhỏ :
1 180 57.
d1. u 1
180. 2,89 1
180 57.
1450 1200
a
554, 4
Thỏa điều kiện không xảy ra hiện tƣợng trƣợt trơn .
6.Tính số đai:
Tra biểu đồ hình 4.21 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc với các thông số:
d1 = 180 mm; v = 9,14 m/s và đai loại B, ta có:
[P0 ]= 3,3 kW.
L0 = 2240 mm.
Tính các hệ số sử dụng:
Hệ số ảnh hƣởng của vận tốc:
Cv = 1- 0,05. (0,01. v2 -1)= 1- 0,05. (0,01. 9,142 - 1) = 1,01
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm đai:
C 1, 24. 1 e1 /110 1, 24. 1 e145/110 0,91
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền u:
Cu = 1,14
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 8
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L:
CL
6
L
L0
6
2240
1
2240
Hệ số xét đến sự ảnh hƣởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai:
Chọn sơ bộ : Cz = 1
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của chế độ tải trọng:
Cr = 0,9
Ta có:
P1
10,88
z
3, 496
P0 .C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv 3,3.1, 01.0,91.1,14.1.1.0,9
Chọn : z = 4 => chọn lại : Cz = 0.9
Tính lại z:
P1
10,88
3,885
P0 .C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv 3,3.1, 01.0,91.1,14.1.0,9.0,9
Vậy : z = 4
z
7.Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai:
Áp dụng công thức [4.17] ; [4.18] và các thông số tra trong bảng 4.21 trang 63 sách [1].
với z = 4 và đai loại B ta có:
t =19; e =12,5; h0= 4,2
Chiều rộng bánh đai: z = 4; t =19; e =12,5.
B=(z-1).t + 2 .e = (4-1).19 + 2.12,5 = 82 mm
Đƣờng kính ngoài bánh đai nhỏ: d1=180 mm; ho = 4,2
da1 = d1 + 2. h0 = 180 + 2. 4,2 = 188,4 (mm).
Đƣờng kính ngoài bánh đai lớn: d2=500 mm; ho = 4,2
da2 = d2 + 2. h0 = 500 + 2. 4,2 = 508,4 (mm).
8.Tính lực tác dụng lên trục, lực căng đai ban đầu F0 :
a.Tính lực căng đai ban đầu:
đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn : 0 1, 5MPa
ta có: A= 138
F0 A1. 0 .z 138.1,5.4 828N
b.Tính lực tác dụng lên trục:
Fr 2.F0 .sin(
1
145
) 2.828.sin(
) 1579, 36 N
2
2
c.Tính lực vòng có ích :
1000.P1 1000.10,88
Ft
1190,37 N
v1
9,14
d. Hệ số ma sát :
0
ta có : 145 2,53rad
2.F0 Ft
1
1
2.828 1190, 37
f ' .ln
.ln
0, 716
2.
F
F
2,
53
2.828
1190,
37
0
t
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 9
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trƣợt trơn :
Giả sử góc biên dạng bánh đai: 38o
f min f ' .sin(
) 0, 716.sin(19o ) 0, 233
2
9.Tính ứng suất 𝜎𝑚𝑎𝑥 cho phép:
Ta có:
v .v12 .106 1200.9,142.106 0,1MPa
trong đó: 𝜌 là khối lƣợng riêng của đai: chọn 𝜌 = 1200 kg/m3.
F0
828
1,5MPa .
A.z 138.4
F
1190,37
t t
2,156MPa .
A.z
138.4
0
2. y0
2.4
.E
.100 4, 444MPa .
d1
180
trong đó: E là module đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2
u1
Vậy :
max 1 u1 v 0 0,5. t u1 v
= 1,5 + 0,5.2,156 + 4,444 + 0,1 = 7,122 MPa.
10.Tính tuổi thọ đai:
Ta có: Giới hạn mỏi của đai : 𝜎𝑟 = 9 MPa.
Số mũ đƣờng cong mõi của đai thang: m= 8
Các thông số đã tính : 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 7,122 MPa.
i= 4,15 s-1
m
8
r
9
7
.107
.10
7,122
Lh max
2176, 4 (giờ)
2.3600.i
2.3600.4,15
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 10
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
1.Chọn vật liệu:
Đây là bộ truyền bôi trơn tốt ( bộ truyền kín) thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt
răng nên ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc và kiểm nghiệm lại điều kiện
bền uốn .
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta
chọn vật liệu hai cấp bánh răng nhƣ sau:
- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ rắn HB1 = 241÷285 ; σb1 = 850MPa; σch1=580MPa
- Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện, độ rắn HB2 = 192÷240 ; σb2 = 750MPa ; σch2 = 450MPa
2.Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn độ rắn bánh nhỏ: HB1 = 250
Chọn độ rắn bánh lớn: HB2 = 230
Theo bảng (6.13) trang 220 sách “cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc” ta có:
-
Giới hạn mỏi tiếp xúc :
+ 0 H lim 2.HB 70
0 H lim1 2.250 70 570MPa
0 H lim2 2.230 70 530MPa
-
Giới hạn mỏi uốn :
+ 0 F lim 1,8.HB
0 F lim1 1,8.250 450MPa
0 F lim 2 1,8.230 414MPa
3.Số chu kỳ làm việc cơ sở :
N HO 30.HB 2,4
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 11
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
N HO1 30.2502, 4 1,71.107 chu kỳ
N HO 2 30.2302, 4 1,397.107 chu kỳ
4.Số chu kỳ làm việc tương đương:
T
N HE 60.c. i
Tmax
mH
2
.ni .ti
Với:
- Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay:
bánh răng quay một chiều => c =1
-Tuổi thọ: Lh = 8. 250. 8.2 = 32000 giờ.
- mH = 6 do HB<350
T 3 45 0, 4T 3 44 0, 4T 3 11
N HE1 60.c.n1. Lh .
.
.
T 100 T 100 T 100
3 44
3 11
45
60.1.335, 64.32000.
0, 4 .
0, 4 .
100
100
100
31,3.107 (chu kỳ)
T 3 45 0, 4T 3 44 0, 4T 3 11
N HE 2 60.c.n2. .Lh . .
.
.
T 100 T 100 T 100
3 44
3 11
45
60.1.108,97.32000.
0, 4 .
0, 4 .
100
100
100
= 10,15.107 (chu kỳ)
Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
H 0 H lim . K HL
SH
Theo bảng 6.2 trang 94 sách “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”-Trịnh Chất-Lê Văn
Uyển
Ta có: SH =1,1
H 1 570.
1
518,18MPa
1,1
H 2 530.
1
481,82MPa
1,1
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 12
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:
H
1
2
H 1 H 2
2
2
1
518,182 481,822 353,8MPa
2
Ta có:
1, 25. H min 1, 25. H 2 1, 25.481,82 602, 275MPa
Ta thấy điều kiện:
[ H ]min [ H ] 1, 25.[ H ]min không thỏa.
Nên ta chọn : H H min H 2 481,82MPa
*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng:
Do NHE > NHO => KHL = 1
H H min H 2 481,82MPa
6.Ứng suất uốn cho phép:
mF
Ta có: N FE
T
60.c. i .ni .ti
Tmax
- Độ cứng của răng H 350 HB nên chọn: mF = 6
6 44
6 11
45
N FE1 60.1.
0, 4 .
0, 4 .
.335, 64.32000 = 29,14.107 (chu kỳ)
100
100
100
6 44
6 11
45
N FE 2 60.1.
0, 4 .
0, 4 .
.108,97.32000 9, 46.107 (chu kỳ)
100
100
100
NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ (đối với tất cả các loại thép).
Vì NFE1 > NFO1
KFL1 = 1
=>
NFE2 > NFO2
=>
KFL2 = 1
Ta có:
Bộ truyền quay một chiều nên: KFC = 1
SF = 1,75 theo bảng 6.13 trang 220 sách “ Cơ sở thiết kế máy” –Nguyễn Hữu Lộc.
F
0 F lim .K FL .K FC
SF
Vậy ứng suất uốn cho phép là:
F1 450.1.1 257,14MPa
1,75
F 2 414.1.1 236,57MPa
1,75
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 13
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Ứng suất quá tải cho phép:
-Ứng suất tiếp xúc: H max 2,8. ch 2 2,8.450 1260 MPa
-Ứng suất uốn:
F1 max 0,8. ch1 0,8.580 464 MPa
F 2 max 0,8. ch 2 0,8.450 360 MPa
II. TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG
1.Số liệu :
Công suất: P1 = 10,3 kW
Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 335,64 v/p
Moment xoắn: T1 = 293066,98 Nmm => T=146533,49 Nmm.
Tỷ số truyền: u1 =3,08
2.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:
a) Hệ số chiều rộng vành răng:
Đƣợc xác định theo tiêu chuẩn ở bảng 6.15/tr.288 NHL.
Với vị trí bánh răng không đối xứng và độ cứng H1 ,H2 < 350HB nên ta chọn:
ba 0, 25
Ta suy ra giá trị bd dựa vào công thức :
.(u 1) 0, 25.(3, 08 1)
bd ba
0,51
2
2
b) Hệ số tập trung tải trọng K :
Dựa vào bd , tra bảng 6.4 và nội suy ta xác định đƣợc hệ số tập trung tải trọng :
K H 1, 02 ; K F 1,04
3.Khoảng cách trục:
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90/tr.238 NHL:
aw 43.(u 1). 3
T .K H
ba . H .u
2
43.(3, 08 1). 3
146533, 49.1, 02
165, 28 (mm)
0, 25.481,822.3, 08
Theo tiêu chuẩn dãy 1 ta chọn: aw = 180 (mm)
4.Thông số ăn khớp:
a) Môđun pháp:
Theo công thức (6.68) khi H1 , H 2 350HB :
mn (0, 01 0, 02)aw 1,8 3, 6(mm)
Theo tiêu chuẩn dãy 2 chọn môđun pháp:
mn 3(mm)
b) Số răng các bánh răng:
Đối với các bánh răng nghiêng, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng
theo điều kiện cho cặp bánh răng phân đôi là: 40o 30o
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 14
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
2.a w .cos(40o )
2.a w .(cos30o )
z1
mn .(u 1)
mn .(u 1)
2.180.cos(40o )
2.180.cos(30o )
z1
3.(3, 08 1)
3.(3, 08 1)
22, 53 z1 25, 47
Chọn z1= 24 răng
Ta có số răng bánh bị dẫn :
z2 z1.u 24.3, 08 73,92
Chọn z2 = 74 răng
Tỉ số truyền thực :
z
74
um 2
3, 083
z1 24
Sai số tƣơng đối tỉ số truyền : u
um u
u
0,1%
(sai số chấp nhận đƣợc < 2% ).
Tính góc :
m .( z z )
3.(24 74)
o
cos 1 n 1 2 cos 1
35, 25
2.a w
2.180
Thỏa điều kiện góc nghiêng răng : 300 ≤ β ≤ 400
5.Xác định kích thước bộ truyền:
Theo bảng 6.2:
Khoảng cách trục:
aw
m.( z2 z1 )
3.(24 74)
180(mm)
2.cos
2.cos(35,250 )
Đƣờng kính vòng chia:
mn .z1
3.24
88, 2(mm)
cos cos(35,250 )
m .z
3.74
d2 n 2
271,8(mm)
cos cos(35,250 )
d1
Đƣờng kính vòng lăn:
d w1 d1; d w2 d2
Đƣờng kính vòng đỉnh:
d a1 d1 2mn 88,17 6 94, 2(mm)
d a 2 d 2 2mn 271,85 6 277,8(mm)
Đƣờng kính vòng đáy:
d f 1 d1 2,5mn 88, 2 2,5.3 80, 7( mm)
d f 2 d 2 2,5mn 271,8 2,5.3 264,3(mm)
Bề rộng răng:
Bánh bị dẫn: bw2 aw . ba 180.0, 25 45(mm)
Bánh dẫn : bw1= 45 + 5 = 50 (mm)
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 15
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
Ta có vận tốc vòng :
.d1.n1 3,14.88, 2.335, 64
v
60000
60000
1,55(m / s)
Dựa theo bảng 6.3/tr.203 sách [3] với vận tốc ở trên và là bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng
nên ta chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9
7.Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng (6.16) :
Ft1
2.T 2.146533, 49
3223,89( N )
d w1
88,17
Lực hƣớng tâm (6.17):
F .tan nw 3223,89.tan(200 )
Fr1 t1
1481, 43( N )
cos
cos(35, 250 )
Lực dọc trục (6.18):
Fa Ft1.tan 3223,89.tan(35, 250 ) 2278, 42( N )
8.Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc v = 1,55 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6/tr.210 sách NHL ta xác định
đƣợc hệ số tải trọng động:
KHv = 1,02 ; KFv = 1,04
9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán đƣợc xác định bởi công thức (6.86):
Z .Z .Z
2.T .K H .(u 1)
H M H .
d w1
bw .u
Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):
2.cos
ZH
sin 2 tw
Với
:
tan nw
cos
tw tan 1
ZH
tan(200 )
1
tan
24, 02o
0
c
os(35,
25
)
2.cos(35,250 )
1, 48
sin(2.24, 02)
Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa1/3)
Hệ số ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):
Z
1
Với :
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 16
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
1 1
.cos
z
1 z2
1,88 3, 2.
1
1
1,88 3, 2. .cos(35,250 )=1,39
24 74
Z 0,85
Hệ số tải trọng tính :
K H K H .K Hv .K H 1, 02.1, 02.1,13 1,176
KHα = 1,13 (tra bảng 6.11)
H
275.1, 48.0,85 2.146533, 49.1,176.(3, 083 1)
.
395,16( MPa)
88,17
45.3, 083
Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):
K .Z .Z .K .K
H 0 H lim . HL R V l xH
sH
Hệ số ảnh hƣởng của độ nhám bề mặt: ZR = 1
Hệ số ảnh hƣởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :
Zv 0,85.v0,1 0,85.1,550,1 0,88
Hệ số xét đén ảnh hƣởng của điều kiện bôi trơn, thông thƣờng chọn: K l = 1
Hệ số an toàn: SH = 1,1 ( tra bảng 6.13)
Hệ số ảnh hƣởng của kích thƣớc răng:
d
88,17
K xH 1, 05 4 1, 05
1, 02
10
104
K .Z .Z .K .K
H 0 H lim . HL R V l xH H min .Z R .Z V .K l .K xH 481,82.1.0,88.1.1, 02 432, 48(MPa )
sH
H 395,16(MPa) H 432, 48(MPa)
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả.
10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52/tr.224 sách NHL):
K .Y .Y .Y .K
F 0 F lim . HL R x FC
sF
Trong đó:
Hệ số ảnh hƣởng khi quay: KFC = 1 ( quay một chiều )
Hệ số ảnh hƣởng của độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng.
Hệ số kích thƣớc : Yx = 1,05-0,005.m=1,05-0,005.3=1,035
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Y 1, 082 0,172.lg m 1, 082 0,172.lg 3 1
Vậy:
F1 0 F lim .
K HL .YR .Yx .Y .K FC
F 1 .YR .Y x .Y K FC 257,14.1.1, 035.1.1 266,14( MPa)
sF
F 2 0 F lim .
K HL .YR .Yx .Y .K FC
F 2 .YR .Y x .Y K FC 236,57.1.1, 035.1.1 244,85( MPa)
sF
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 17
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80):
YF 3, 47
13, 2 27,9x
0,092x 2
zv
zv
Trong đó:
Hệ số dịch chỉnh: x1 =0 ; x2 = 0
Số răng tƣơng đƣơng:
z1
24
44, 07
3
3
cos cos (35, 250 )
z2
74
zv 2
135,87
3
3
cos cos (35, 250 )
13, 2
YF 1 3, 47
3, 76
44, 07
13, 2
YF 2 3, 47
3,57
135,87
zv1
+ Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
F1 266,14 70,18
YF 1
3, 76
YF 2
3, 57
F 2 244,85 68, 59
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.
Ứng suất uốn đƣợc tính theo công thức (6.92):
F
YF .Ft .K F .Y .Y
bw .mn
Hệ số tải trọng tính:
K F K F .K Fv .K F 1, 04.1, 04.1 1, 082
Với KFα = 1
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của trùng khớp ngang :
Y
1
1
0, 719
1,39
bw .sin 45.sin 35, 250
2, 756
.mn
.3
Hệ số ảnh hƣởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn: β= 35,25 0= 0,618 rad
.
2, 756.0, 618
Y 1
120
1
120
0,986
Ứng suất uốn tính toán:
F1
Ta có:
3, 76.3223,89.1, 082.0, 719.0,986
68,88( MPa)
45.3
F1 68,88MPa) F1 266,14( MPa)
Vậy điều kiện độ bền uốn được thỏa.
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 18
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
11.Các thông số hình học của bộ truyền:
- Khoảng cách trục: aw = 180 (mm)
- Mô đun: m = 3(mm)
- Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: bw2 = 45 (mm)
Bánh dẫn:
bw1 = 50 (mm)
- Tỉ số truyền: um = 3,083
- Góc nghiêng răng: β = 35,25o
- Số răng bánh răng: Z1 = 24 ;Z2 = 74
- Hệ số dịch chỉnh: x1 =0 ; x2 = 0
- Đƣờng kính vòng chia:
mn .z1
3.24
88, 2(mm)
cos cos(35,250 )
m .z
3.74
d2 n 2
271,8(mm)
cos cos(35,250 )
- Đƣờng kính vòng lăn: dw1 d1; d w2 d2
d1
- Đƣờng kính vòng đỉnh:
- Đƣờng kính vòng đáy:
d a1 d1 2mn 88, 2 6 94, 2(mm)
d a 2 d 2 2mn 271,8 6 277,8(mm)
d f 1 d1 2,5mn 88, 2 2,5.3 80, 7( mm)
d f 2 d 2 2,5mn 271,8 2,5.3 264,3(mm)
III.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG.
1.Số liệu:
Công suất: P2= 9,99 kW
Số vòng quay bánh dẫn: n2 = 108,97 v/p
Moment xoắn: T2 = 875511,61 Nmm
Tỷ số truyền: u2 = 2,60
2. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:
a) Chiều rộng vành răng:
Chiều rộng vành răng đƣợc xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15:
ba 0, 49
Ta suy ra giá trị bd dựa vào công thức :
.(u 1) 0, 49.(2, 6 1)
bd ba
0,9
2
2
b) Hệ số tập trung tải trọng K :
Dựa vào bd , tra bảng 6.4 ta các định đƣợc hệ số tập trung tải trọng :
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 19
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
K H 1,035 ; K F 1,06
3.Khoảng cách trục:
Tính toán cho bánh răng trụ răng thẳng ta dùng công thức 6.67/tr.228 sách [3]:
aw 50.(u 1). 3
T .K H
ba . H .u
2
50.(2, 6 1). 3
875511, 61.1, 035
259, 68 (mm)
0, 49.481,822.2, 6
Theo tiêu chuẩn dãy 1 ta chọn: aw = 250 (mm)
4.Thông số ăn khớp:
c) Môđun pháp:
Theo công thức (6.68) khi H1 , H 2 350HB :
mn (0,01 0,02).aw 2,5 5(mm)
Theo tiêu chuẩn (dãy 1) chọn môđun pháp: mn 2,5(mm)
d) Số răng các bánh răng:
2.aw 2.250
200
m
2,5
Z Z
Số răng bánh dẫn: Z1 1 2 55,556
u 1
Tổng số răng: Z1 Z 2
Chọn: Z1= 55 răng
Ta có số răng bánh bị dẫn : Z2=200 - Z1= 145
Chọn: Z2 = 145 răng
z 145
2, 63
Tỉ số truyền thực : um 2
z1 55
Sai số tƣơng đối tỉ số truyền :
u
um u
u
1, 4%
(sai số chấp nhận đƣợc < 2% ).
5.Xác định kích thước bộ truyền:
Theo bảng 6.2:
Khoảng cách trục:
aw
m.( z2 z1 ) 2,5.(145 55)
250(mm)
2
2
Đƣờng kính vòng chia:
d1 mn .z1 2,5.55 137,5(mm)
d 2 mn .z2 2,5.145 362,5(mm)
Đƣờng kính vòng lăn:
d w1 d1; d w2 d2
Đƣờng kính vòng đỉnh:
d a1 d1 2.mn 137,5 2.2,5 142,5(mm)
d a 2 d 2 2.mn 362,5 2.2,5 367,5( mm)
Đƣờng kính vòng đáy:
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 20
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
d f 1 d1 2,5.mn 137,5 2,5.2,5 131, 25(mm)
d f 2 d 2 2,5.mn 362,5 2,5.2,5 365, 25(mm)
Bề rộng răng:
Bánh bị dẫn: bw2 aw . ba 250.0, 49 122(mm)
Bánh dẫn: bw1 = 122 + 5 = 127 (mm)
6.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
Ta có vận tốc vòng :
.d1.n1 3,14.137,5.108,97
v
60000
60000
0,8(m / s)
Dựa theo bảng 6.3 ứng với bánh răng trụ răng thẳng và vận tốc ở trên.
Ta chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9
7.Lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng (6.13) :
Ft1 Ft 2
2.T 2.875511, 61
12734, 7( N )
d w1
137,5
Lực hƣớng tâm (6.14):
Fr1 Fr2 Ft1.tan w 12734,7.tan(200 ) 4635,1( N )
Lực pháp tuyến:
Fn1 Fn 2
Ft1
12734, 7
13552( N )
cos w cos200
8.Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc v = 0,8 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 trang 210 sách [3] xác định đƣợc
hệ số tải trọng động:
KHv = 1,02 ; KFv = 1,04
9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán đƣợc xác định bởi công thức (6.86):
Z .Z .Z
2.T .K H .(u 1)
H M H .
d w1
bw .u
Trong đó:
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):
2cos
ZH
sin 2 tw
Với
:
0
tan nw
1 tan(20 )
o
tw tan
20
tan
cos
cos(0)
1
ZH
2.cos(0)
1, 76
sin(2.20)
Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 275 (Mpa1/3)
Hệ số ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 21
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
1
Z
Với :
1
1
1
1
0
1,88 3, 2.
.cos 1,88 3, 2.
.cos(0 )=1,79
47 120
47 120
Z 0, 75
Hệ số tải trọng tính :
K H K H .K Hv .K H 1,035.1,02.1,13 1,193
KHα = 1,13 (tra bảng 6.11)
H
275.1, 76.0, 75 2.875511, 61.1,193.3, 63
.
395, 78( MPa)
141
122.2, 63
Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):
K .Z .Z .K .K
H 0 H lim . HL R V l xH
sH
Hệ số ảnh hƣởng của độ nhám bề mặt: ZR = 1
Hệ số ảnh hƣởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :
Zv 0,85.v0,1 0,85.0,80,1 0,83
Hệ số xét đén ảnh hƣởng của điều kiện bôi trơn, thông thƣờng chọn: K l = 1
Hệ số an toàn: SH = 1,1 ( tra bảng 6.13)
Hệ số ảnh hƣởng của kích thƣớc răng:
K xH 1, 05
d
141
1, 05 4 1, 018
4
10
10
Vậy:
H 0 H lim .
K HL .Z R .Z V .Kl .K xH
H min .Z R .Z V .Kl .K xH 481,82.1.0,83.1.1, 018 407,11(MPa)
sH
H 395,78(MPa) H 407,11( MPa)
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả.
10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):
K .Y .Y .Y .K
F 0 F lim . HL R x FC
sF
Trong đó:
Hệ số ảnh hƣởng khi quay: KFC = 1 ( quay một chiều )
Hệ số ảnh hƣởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng
Hệ số kích thƣớc :
Yx = 1,05-0,005.m=1,05-0,005.3=1,035
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Y 1, 082 0,172.lg m 1, 082 0,172.lg 3 1
Vây:
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 22
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
F1 0 F lim1.
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
K HL .YR .Yx .Y .K FC
F 1 .YR .Yx .Y .K FC 257,14.1.1, 035.1.1 266,14( MPa)
sF
F 2 0 F lim 2 .
K HL .YR .Yx .Y .K FC
F 2 .YR .Yx .Y .K FC 236,57.1.1, 035.1.1 244,85( MPa)
sF
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80):
YF 3, 47
13, 2 27,9x
0, 092x 2
zv
zv
Trong đó:
Số răng tƣơng đƣơng:
z
47
zv1 13
47
cos cos3 (00 )
z2
120
zv 2
120
3
cos cos3 (00 )
13, 2
3, 75
47
13, 2
3, 47
3,58
120
YF 1 3, 47
YF 2
Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
F1 266,14
YF 1
3, 75
70,97
F 2 244,85 68,39
YF 2
3,58
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn:
Ứng suất uốn đƣợc tính theo công thức (6.92):
F
YF .Ft .K F Y
bw .mn
Hệ số tải trọng tính:
K F K F .K Fv .K F 1,06.1,04.1 1,1024
Với KFα = 1
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của trùng khớp ngang :
Y
1
1
0,559
1, 79
Ứng suất uốn tính toán:
F1
Ta có :
3, 75.12418, 6.1,1024.0,559
76,38( MPa)
125, 25.3
F1 76,38(MPa) F1 266,14(MPa)
Vậy điều kiện độ bền uốn được thoả.
7.Các thông số hình học của bộ truyền:
-
Khoảng cách trục: aw = 250 mm
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 23
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
-
Modun:
m = 2,5
-
Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: bw2 = 122 (mm)
Bánh dẫn:
bw1 = 127 (mm)
-
Tỉ số truyền: u = 2,63
-
Góc nghiêng răng: β = 00
-
Số răng bánh răng: Z1 = 55 ; Z2 =145
-
Hệ số dịch chỉnh: x1 =0 ; x2 = 0
-
Đƣờng kính vòng chia:
-
Đƣờng kính vòng đỉnh:
-
Đƣờng kính vòng đáy:
d1 mn .z1 137,5(mm)
d 2 mn .z2 362,5(mm)
d a1 d1 2mn 142,5(mm)
d a 2 d 2 2mn 367,5(mm)
d f 1 d1 2,5mn 131, 25(mm)
d f 2 d 2 2,5mn 365, 25(mm)
Bảng kết quả tính :
Các thông số
Cấp nhanh
Cấp chậm
293066,98/2
875511,61
Tỉ số truyền u
3,083
2,553
Số vòng quay n, vg/ph
335,64
108,97
180
250
Module m, mm
3
3
Số răng z :
Bánh dẫn
24
55
Bánh bị dẫn
74
145
Góc nghiêng răng α, độ
35,25
0
Đƣờng kính vòng chia d, mm: Bánh dẫn
88,2
137,5
271,8
362,5
94,2
142,5
277,8
367,5
80,7
131,25
264,3
365,25
50
127
45
122
1,55
0,8
Moment xoắn T, Nmm
Khoảng cách trục aw, mm
Bánh bị dẫn
Đƣờng kính vòng đỉnh da, mm: Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Đƣờng kính vòng đáy df , mm: Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Chiều rộng vành răng bw, mm: Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Vận tốc vòng v, m/s
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 24
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
IV.
GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH
KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:
Ký hiệu các bánh răng nhƣ hình vẽ:
Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:
Mức dầu thấp nhất ngập (0,75÷2) chiều cao răng h2 (h2 = 2,25.m) của bánh răng 2
(nhƣng ít nhất 10mm).
Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (hay da4/6).
Ta có: h2 = 2,25.3 = 6,75 < 10
Vậy để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thoả mãn bất đẳng thức sau:
1
1
H .da2 10 .da4
2
3
Ta có: da2= 277,85 (mm) ; da4= 366 (mm)
H
1
1
.277,85 10 128,9(mm) .367,5 122,5( mm)
2
3
Vậy hộp giảm tốc thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu.
SVTH: TRẦN VĂN ĐẠT _ MSSV: G0900547
Page 25
