›
›

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Download
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM  
KHOA CƠ KHÍ  
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY  
ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY  
Sinh viên thực hiện:  
Giáo viên hướng dẫn:  
Ngày hoàn thành:  
MSSV:  
Ngày bảo vệ:  
ĐỀ TÀI  
Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG  
TRỘN  
Phương án số: 1  
Trang 1  
Đồ án Chi Tiết Máy  
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2 – Nối trục đàn hồi ; 3 – Hộp giảm  
tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục ; 4 –Bộ truyền xích ống con lăn; 5 – Thùng  
trộn . Chiều quay như hình vẽ.  
Số liệu thiết kế:  
Công suất trên trục thùng trộn, P ( KW) = 3  
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 40  
Thời gian phục vụ, L (năm): 3  
Quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ.  
(1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)  
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 35s ; T2 = 0.6T ; t2 = 28s  
Yêu cầu :  
01 thuyết minh , 01 bản vẽ lắp A0 , 01 bản vẽ chi tiết.  
Nội dung thuyết minh :  
1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền  
động.  
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy :  
a. Tính toán các bộ truyền hở ( đai, xích hoặc bánh răng).  
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít).  
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.  
d. Tính toán thiết kế trục và then.  
e. Chọn ổ lăn và nối trục.  
f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiêt phụ khác.  
3. Chọn dung sai lắp ghép.  
4. Tài liệu tham khảo.  
Trang 2  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
LỜI NÓI ĐẦU  
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi  
trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một  
nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền  
động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.  
Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống  
truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.  
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có  
thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.  
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ  
phận không thể thiếu.  
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu và thiết kế  
hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các  
môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...và giúp sinh viên có  
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những  
bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi  
tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện  
các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều  
rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.  
Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí  
đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.  
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh  
khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.  
Sinh viên thực hiện  
Trang 3  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
PHẦN 1  
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ  
TRUYỀN  
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ :  
1.1.1. Chọn hiệu suất của hệ thống :  
➢ Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọn được các hiệu suất sau:  
0.99  
- Hiệu suất nối trục đàn hồi:  
kn  
0.98  
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1:  
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1:  
br1  
0.98  
br2  
0.96  
- Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn:  
x
0.99  
- Hiệu suất của một cặp ổ lăn :  
➢ Hiệu suất truyền động :  
ol  
xo4l 0.96 0.998 0.886  
0.886  
Vậy, hiệu suất truyền động là:  
1.1.2. Tính công suất cần thiết :  
➢ Công suất tính toán:  
2
2
2
T
   
1
T
T
0.6T  
2  
   
2   
   
t   
t2  
35   
28  
   
1
T
T
t1 t2  
T
   
T
   
P P P  
3  
2,5377KW  
tt  
td  
max  
35 28  
➢ Công suất cần thiết trên trục động cơ:  
P
2,5377  
0,8494  
dt  
P   
2,9877KW  
ct  
1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:  
n 40  
➢ Số vòng quay trên trục công tác:  
vòng/phút.  
lv  
➢ Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống :  
uch uhux 16232  
Với : uh = 16 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40)  
ux = 2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích ( 2 ÷ 5)  
➢ Số vòng quay sơ bộ của động cơ :  
n n u 40321280  
vòng/phút  
sb  
lv t  
Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút.  
1.1.4. Chọn động cơ điện:  
Trang 4  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:  
P P  
P 2,9877kW  
dc  
ct  
dc  
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn  
ndc nsb  
ndc 1280 vg / ph  
Ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy  
chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất :  
Ta chọn động cơ 3K112S4  
Công suất  
Vận tốc quay  
cos  
%  
Kiểu động cơ  
kW  
vg/ph  
3K112S4  
3
1440  
0.82  
81,5  
1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.  
➢ Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:  
ndc 1440  
ut   
36  
n
40  
lv  
Trong đó:  
nđc = 1440 vòng/phút; nlv = 40 vòng/phút.  
➢ Tra bảng 3.1 Tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:  
uh = 16  
uh =16 => u1 = u2 =  
uh 16 4  
Với u1 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh.  
u2 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.  
➢ Tỉ số truyền của bộ truyền xích:  
ut  
36  
ux   
2.25  
u1 u2 44  
1.3. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.  
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:  
1.3.2.  
• Công suất trên trục 3:  
P
3
max  
P   
3,2584KW  
3,3585KW  
3
  0,990,93  
ol x  
• Công suất trên trục 2:  
P
3,2584  
3
P   
2
  0,980,99  
br2 ol  
• Công suất trên trục 1:  
Trang 5  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
P
3,3585  
2
P   
3,4616 KW  
3,5319KW  
1
  0,980,99  
br1 ol  
• Công suất động cơ:  
P
3,4616  
1
P   
dc  
  0,990,99  
kn ol  
1.3.3. Tính toán số vòng quay các trục:  
• Số vòng quay của trục 1:  
n n 1440  
vòng/phút  
1
dc  
• Số vòng quay của trục 2:  
n 1440  
1
n2    
360  
vòng/phút  
u1  
4
• Số vòng quay của trục 3:  
n2 360  
vòng/phút  
90  
n3   
u2  
4
❖ Vậy:  
- Số vòng quay trục 1 là: n1 = 1440 vòng/phút.  
- Số vòng quay trục 2 là: n2 = 360  
- Số vòng quay trục 3 là: n3 = 90  
vòng/phút.  
vòng/phút.  
1.3.4. Tính toán moment xoắn trên các trục:  
• Moment xoắn trên trục động cơ:  
P
3,5319  
6
T 9.55106 9.5510   
23423,36 Nmm  
22957,14 Nmm  
89093,54 Nmm  
345752,44 Nmm  
dc  
dc  
ndc  
1440  
• Moment xoắn trên trục 1:  
P
6 3,4616  
1440  
T 9.55106 1 9.5510  
1
n
1
• Moment xoắn trên trục 2:  
P
3,3585  
360  
T 9.55106 9.55106  
2
2
n2  
• Moment xoắn trên trục 3:  
P
3,2584  
T 9.55106 9.55106  
3
3
n3  
90  
• Moment xoắn trên trục thùng trộn :  
Trang 6  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
P
3
T4 9.55106 9.55106  
716250 Nmm  
4
n4  
40  
1.3.5. Bảng đặc tính:  
Trục 3  
Trục 4  
Thông số/Trục Động cơ  
Trục 1  
Trục 2  
3,2584  
3
Công suất (kW)  
3,5319  
1
3,4616  
3,3585  
Tỉ số truyền u  
Moment xoắn  
(Nmm)  
4
4
2.25  
23423,36 22957,14  
1440 1440  
89093,54  
360  
345752,44  
90  
716250  
40  
Số vòng quay  
(vòng/phút)  
Trang 7  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
PHẦN 2  
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY  
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:  
2.1.1. Chọn loại xích:  
• Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3 :  
P3 = 3,2584 Kw, với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 90 vòng/phút.  
• Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn.  
2.1.2. Thông số bộ truyền:  
• Theo bảng 5.4 Tài liệu [1], với u=2.25 ta chọn số rang đĩa xích nhỏ z1= 27, do  
đó số rang đĩa xích lớn z2= z1 . ux =27 x 2.26 = 61 < zmax=120  
• Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:  
P P.k.kz.kn 3,25842,2620.932.2215,2171KW  
t
3
z
25  
k 01 0.93  
Trong đó: Với z1 = 27 ,  
z
z1 27  
n
200  
90  
k 01   
2.22  
với n01=200vg/ph,  
n
n
3
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]:  
k k0.ka.kdc.kbt .kd.kc 1111.21.451.3 2,262  
Với :  
k0 = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.  
(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 600)  
ka = 1 – Hệ sô kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.  
(khoảng cách trục a = (30÷50)pc).  
kdc = 1 – Hệ số kể đến việc ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.  
(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.)  
kd = 1.2 – Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.  
( tải trọng động, va đập nhẹ.)  
kc =1.45 – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.  
( làm việc 2 ca / 1 ngày)  
kbt =1.3 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.  
( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu).  
• Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 =200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có  
bước xích pc = 31.75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] =19.3 (Kw).  
• Đồng thời theo bảng 5.8, bước xích pc = 31.75mm < pc max.  
• Khoảng cách trục a = 40.pc = 40 x 31.75 =1270mm.  
• Theo công thức (5.12) Tài liệu [1] số mắc xích:  
Trang 8  
Đồ án Chi Tiết Máy  
2a z z  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
2
2
z z  
2  
p 21270 2761 6127  
31.75  
1270  
1
2
c
X   
2   
   
124.73  
1   
p
2
a
31.75  
2
2  
c
• Lấy sô mắc xích chẳn X = 124 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)  
Tài liệu [1]  
2
2
z2 z  
z z  
z z  
2
2
1 X   
8  
a 0.25pc X   
1   
1   
2
2
2  
   
2
2
6127  
2761  
6127  
2  
0.2531.75124  
124  
8  
1258mm  
2
2
   
• Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:  
, do đó a =1258 – 5 = 1253mm.  
a 0.004 a 0.004 1258 5mm  
• Số lần va đập của xích:  
Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]  
z1 n1 2790.31  
i   
1.31i 25 Bảng 5.9 Tài liệu [1]  
15X  
15124  
2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:  
Q
s  
• Theo công thức (5.15)Tài liệu [1] :  
Với :  
kd.F F F  
t
o
v
- Q – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] , Q= 88500N, khối lượng  
1m xích q= 3.8kg.  
- Kd – hệ số tải trọng động. Kd =1.2 : Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy  
bằng 150% tải trọng làm việc.  
z1.pc.n 2731.7590.31  
- Vận tốc : v   
1.29(m / s)  
6104  
6104  
1000P 10003,2584  
- Lực vòng: F   
2525,89N  
t
v
1.29  
F qv2 3.81.292 6.32N  
- Lực căng do lực li tâm:  
v
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang ,  
nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4.  
F 9.81kf qa 9.8143.81.253 186.84N  
0
Q
88500  
s  
27,45  
Do đó :  
kd.F F F 1.22525,89186.846.32  
t
o
v
Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 . Vậy s > [s] : Bộ  
truyền xích đảm bảo đủ bền.  
Trang 9  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
2.1.4. Xác định thông số đĩa xích:  
❖ Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b Tài liệu  
[2]:  
• Đường kính vòng chia:  
p
31.75  
d1   
273.49mm  
sin( )  
sin  
z
27  
1
p
31.75  
d2   
616.76mm  
sin(  
)
sin  
z2  
61  
• Đường kính vòng đỉnh răng:  
  
d p 0.5cotg  
31.750.5cotg  
287.51mm  
27
  
a1  
z
1
d p 0.5cot g  
31.750.5cot g  
631.81mm  
a2  
z2  
61  
• Bán kính đáy răng:  
r0.5025d 0.050.502519.050.059.62  
mm.  
1
Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]  
• Đường kính vòng đáy răng:  
df 1 d1 2r 273.4929.62 254.25mm  
df 2 d2 2r 616.7629.62 597.52mm  
❖ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) Tài liệu  
[1] :  
• Đĩa xích 1:  
- Ft = 2525,89 N : lực vòng.  
0.47 k (F K F )E / (Ak )   
H   
H
r
t
d
vd  
d
- kr = 0.39 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27)  
- Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).  
- kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.  
F 13107 n p3m 13107 9031.753 13.745N  
-
: lực va đập trên 1 dãy  
vd  
1
xích.  
- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.  
- A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề.  
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:  
H1 0.47 kr (F Kd F )E / (Akd )  
t
vd  
0.47 0.39(2525,891.2 3.745)2.1105 / (2621) 457,7794MPa  
457,7794   
. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiệt đạt độ rắn bề mặt  
H
  
H1  
600MPa  
HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép  
bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.  
sẽ đảm bảo độ  
H
  
Trang 10  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
• Đĩa xích 2:  
- Ft = 3788.37 : lực vòng.  
- kr = 0.23 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27)  
- Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).  
- kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.  
F 13107 n1 p3m 13107 4031.753 11.66N  
-
: lực va đập trên 1 dãy  
vd  
xích.  
- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.  
- A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề.  
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:  
H 2 0.47 kr (F Kd Fvd )E / (Akd )  
t
0.47 0.23(2525,891.2 1.66)2.1105 / (2621) 351,43 MPa  
351,43  
. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt  
H
  
H 2  
600MPa  
HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép  
sẽ đảm bảo độ  
H
  
bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.  
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:  
❖ Lực vòng: Ft = 2525,89N  
F kxF 6107 kxP / zpn 1.152525,89 2904,77N  
❖
r
t
Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 600  
F qv2 3.81.292 6.32N  
❖ Lực căng do lực ly tâm:  
v
❖ Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang ,  
nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4.  
F 9.81kf qa 9.8143.81.253 186.84N  
0
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG  
❖ Thông số kĩ thuật:  
• Thời gian phục vụ : L = 3 năm.  
• Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,160 ngày/ năm, 3 ca/ngày, 8 giờ/ca.  
• Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng).  
- Tỷ số truyền:  
ubr1 = 4  
- Số vòng quay trục dẫn :  
n1 = 1440 ( vòng/phút)  
- Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 22957,14 Nmm.  
• Cặp bánh răng cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng).  
- Tỷ số truyền:  
ubr2 = 4  
- Số vòng quay trục dẫn :  
n2 = 360 ( vòng/phút)  
- Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 89093,54 Nmm.  
2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:  
2.2.1.1. Chọn vật liệu:  
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo  
bảng 6.1 Tài liệu[1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:  
Trang 11  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
• Bánh răng chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  
850MPa 580MPa  
,
, ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 =  
b1  
ch1  
245HB.  
• Bánh răng bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  
750MPa 450MPa  
,
, ta chọn độ rắn bánh răng lớn  
b2  
ch2  
HB2 = 230HB.  
2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:  
• Số chu kỳ làm việc cơ sở:  
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :  
NHO1 30HB2.4 302452.4 1.6107  
(chu kỳ)  
1
NHO2 30HB22.4 302302.4 1.39107  
(chu kỳ)  
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :  
NFO1 NFO2 4106  
(chu kỳ).  
L 51603811520  
- Tuổi thọ :  
giờ  
h
• Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:  
  
3  
3
T
i
N 60c  
nt  
HE1  
i i  
Tmax  
3
T
35  
35 28  
0.6T  
28  
   
601  
36011520  
   
T
T
35 28  
   
1,6108 (chu ky)  
NHE1 1,6108  
8 ( chu kỳ).  
NHE2  
0.40510  
u
4
m  
H
Ti  
NFE1 60c  
601  
niti  
  
Tmax  
6
6
T
35  
0.6T  
28  
   
36011520  
   
T 3528  
T
3528  
   
1,4108(chu ky)  
NFE1 1,4108  
NFE2   
0.36108 chu kì  
u
4
Trang 12  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
HO để tính toán.  
NHE1 NHO1  
NHE2 NHO2  
NFE1 NFO1  
NFE2 NFO2  
NHE N  
nên chọn  
Ta thấy  
K
HL1 KHL2 KFL1 KFL2 1  
❖ Ứng suất cho phép:  
Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350  
0  
2HB 70  
Suy ra  
• Giới hạn mỏi tiếp xúc:  
; SH=1.1  
H lim  
0H lim1 2HB 70 224570 560MPa  
- Bánh chủ động:  
- Bánh bị động:  
1
0  
2HB2 70 2230 70 530MPa  
1.8HB  
H lim2  
• Giới hạn mỏi uốn:  
0F lim  
o  
1.8HB 1.8 245 441 MPa  
- Bánh chủ động:  
- Bánh bị động:  
F lim1  
1
o  
1.8HB 1.8230 414 MPa  
F lim2  
2
• Ứng suất tiếp xúc cho phép :  
s 1.1  
Thép 45 tôi cải thiện nên  
, do đó :  
H
K HL1  
1
0  
0  
560  
509.09 MPa  
H1   
H lim1  
sH  
1.1  
1
K HL2  
sH  
530  
481.81 MPa  
H 2   
H lim2  
1.1  
  
H1   H 2 509.09 481.81  
  
495.45 MPa  
H   
2
2
• Ứng suất uốn cho phép :  
oFlimKFC  
   
F   
KFL  
   
sF  
K 1  
s 1.75  
Với  
  
(do quay 1 chiều),  
1252 MPa  
– tra bảng 6.2 Tài liệu [1]  
FC  
F
441  
414  
1236.57 MPa  
F1  
F2   
và  
1.75  
1.75  
❖ Ứng suất quá tải cho phép:  
Trang 13  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
2.8ch2 2.8 450 1260Mpa  
H   
max  
[F1 ]max 0.8ch1 0.8 580 464Mpa  
[F 2 ]max 0.8ch2 0.8 450 360Mpa  
2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:  
Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:  
T2KH  
89093,541.11  
135,765 mm  
3
a K u 1  
434 1  
3 ba  
2 u2  
a   
w
2
0.4495.452 4  
H   
Với:  
➢ Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5  
tài liệu [1].  
➢ T1=89093,54 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.  
0.4 0.53(u 1)0.530.4(41)1.06  
➢
➢
;
ba  
bd  
ba  
1
K 1.11  
:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.  
tra bảng 6.7 tài liệu [1]  
H  
1.06  
Với  
bd  
Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục aw=160mm.  
2.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp:  
m 0.010.02 a 1.6 3.2 mm  
•
n
w
m 2.5 mm  
Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn  
n
100  
• Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  
• Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:  
2a .cos  
mn (u 1)  
  2 160 cos(10)  
w
lấy z1=25 (răng)  
25.2  
z1   
2.5(4 1)  
z u.z 425100  
• Số răng bánh lớn:  
lấy z2=100 ( răng).  
2
1 1  
z2 100  
u   
4  
• Do đó tỉ số truyền thực :  
m
z1  
25  
mn (z1 z2 )  
2aw  
2.5(25100)  
arccos  
arccos  
12.430  
• Góc nghiêng răng:  
2 160  
2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:  
Trang 14  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm  
việc:  
2T K u 1  
ZM ZH Z  
dw1  
H   
1
m
H   
Trong đó:  
bwu  
• ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp  
(Bảng 6.5 Tài liệu [1]).  
• ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu  
2cos b  
sin 2t w  
2cos(11.67)0  
ZH   
1.73  
[1]:  
sin 220.440  
Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở  
b
b acrtg[cos(t ).tg]=acrtg[cos(20.440 ) tg(12.430 )]=11.670  
với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh  
tg200  
cos12.430  
tg  
cos  
20.440  
(với  
t tw acrtg  
=acrtg  
là góc profin  
t
răng và tw là góc ăn khớp)  
Z
•
: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:  
- Hệ số trùng khớp doc:  
bw .sin() aw .ba.sin() 1600.4sin(12.430 )  
  
1.75 1  
m  
m  
2.5  
- Hệ số trùng khớp ngang:  
1
1
1
1
[1.88 3.2( )]cos=[1.88 3.2(  
)]cos(12.430 ) 1.68  
z1 z2  
25 100  
1
1
Z   
0.77  
- Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :  
• KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:  
  
1.68  
KH KHKH KHv  
Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]:  
Trang 15  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
KH1.11  
vành răng.  
-
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng  
- Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:  
dw1.n1 64361.25  
v   
1.21 (m / s) .  
60000  
Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động  
60000  
2aw  
2 160  
4 1  
.
64 (mm)  
dw1  
um 1  
Với v = 1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) theo bảng 6.13 Tài liệu [1] dùng cấp chính  
K 1.13  
xác 9 ta chọn  
H  
- Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có:  
H H .g0.v. aw / um 0.002 731.21160 / 4 1.12  
0.002  
Với :  
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng  
H
6.15 Tài liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng  
bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).  
d 64mm  
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:  
w1  
b a .0.416064(mm)  
Bề rộng vành răng :  
chọn bw = 65(mm)  
1.02  
w
w
ba  
vH .bw.dw1  
KHv 1  
1.126564  
289093,541.111.13  
1  
-
2.T .KH.KH  
2
KH KH.KH.KH1.111.131.02 1.28  
- Vậy  
2T K u 1  
ZM ZH Z  
dw1  
H   
2
m
H   
bwum  
289093,541.274 1  
2741.730.77  
376,22MPa (1)  
64  
654  
❖ Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=1.21 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác  
động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia  
công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng  
da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:  
[H ]cx [H ].ZVZRKxH 495.4510.951470.68Mpa (2)  
Trang 16  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
, cặp bánh răng đảm bảo độ bền  
H
[]  
Như vậy từ (1) và (2) ta có:  
tiếp xúc.  
H
2.2.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:  
2T2YF FKFY Y  
t
1
  
  
- Điều kiện bền uồn  
F   
F
bwdw1mn  
➢ Xác định số răng tương đương:  
z1  
25  
z2  
100  
zv1   
27  
zv2   
107  
cos3 cos3 12.430  
cos3 cos312.430  
K 1.24  
➢ Theo bảng 6.7 Tài liệu [1],  
; theo bảng 6.14 với  
F  
K 1.37  
v=1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) và cấp chính xác 9,  
theo (6.47) tài liệu [1] hệ số  
F  
F F .g0.v. aw / um 0.006 731.21160 / 4 3.35  
0.006  
(trong đó  
theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16.  
F
Do đó theo (6.46)  
vF .bw.dw1  
KFv 1  
3.356464  
289093,541.241.37  
1  
1.03  
2.T2.KF.KF  
KF KF.KF.KF1.241.371.03 1.75  
Vậy  
Y
➢ Hệ số dạng răng  
theo bảng 6.18 tài liệu [1]  
F
Y 3.9  
- Đối với bánh dẫn:  
- Đối với bánh bị dẫn:  
F1  
Y 3.6  
F2  
1
1
➢
➢
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.  
0.6  
Y  
1.68  
0  
140  
12.430  
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.  
0.91  
Y1  
1  
140  
➢ Với m=2.5 mm, YS=1.08 – 0.0695ln(2.5)=1.022; YR=1 (bánh răng phay);  
KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:  
[F1][F1].YR.Y .KxF 25211.0221257.5Mpa  
➢
➢
S
[F2][F2].YR.Y .KxF 236.5711.0221241.77Mpa  
S
➢ Độ bền uốn tại chân răng:  
Trang 17  
Đồ án Chi Tiết Máy  
2T2YF KFY Y  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
2133158.063.91.750.60.91  
1
F1   
bwdw1mn  
65644  
-
59.64Mpa [F1] 257.5MPa  
YF 2  
YF1  
3.6  
3.9  
-
F 2 F1  
59.64   
55.05MPa [F 2 ] 241.77MPa  
2.2.1.7.  
Kiểm nghiệm răng về quá tải:  
Với hệ số quá tải: Kqt= 1.8  
• Theo (6.48) tài liệu [1], ứng suất tiếp quá tải:  
H max [H ]. K qt 463.52 1.8 621.88MPa [H ]max 1260MPa  
• Theo (6.49) tài liệu [1]:  
F1max F1.Kqt 59.641.8 107.35 [F1]max 464MPa  
F 2max F1.Kqt 55.051.8 99.09MPa [F 2 ]max 360MPa  
-
-
2.2.1.8. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:  
Thông số  
Gía trị  
Khoảng cách trục  
Modul pháp  
aw2 = 160mm  
mn = 2.5mm  
Chiều rộng vành răng  
Tỷ số truyền  
bw3 = 65+5 = 70 và bw4 = 65  
um = 4  
Góc nghiêng răng  
Số răng bánh răng  
Hệ số dịch chỉnh  
β = 12.430  
z1 = 25  
x1 = 0  
z2 = 100  
x2 = 0  
Đường kính vòng chia d1= m.z1/cosβ= 64  
Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m= 69  
Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m= 57.75  
d 2 = 256  
da2=261  
df2= 249.75  
t 20.440  
w 20.440  
Góc profin răng  
Góc ăn khớp  
2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:  
2.2.2.1. Chọn vật liệu:  
Trang 18  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, và theo  
quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế. Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn  
vật liệu cặp bánh răng như sau:  
• Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  
σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.  
• Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  
σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.  
2.2.2.2.  
Xác định ứng suất cho phép:  
• Số chu kì làm việc cơ sở:  
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :  
NHO1 30HB2.4 302452.4 1.6107  
(chu kỳ)  
1
NHO2 30HB22.4 302302.4 1.39107  
(chu kỳ)  
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :  
NFO1 NFO2 4106  
(chu kỳ).  
L 31603811520  
- Tuổi thọ :  
giờ  
h
• Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng  
❖ Ứng suất cho phép:  
Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350  
0  
2HB 70  
; SH=1.1  
• Giới hạn mỏi tiếp xúc:  
H lim  
0H lim1 2HB 70 224570 560MPa  
- Bánh chủ động:  
- Bánh bị động:  
1
0  
2HB2 70 2230 70 530MPa  
1.8HB  
H lim2  
• Giới hạn mỏi uốn:  
0F lim  
o  
1.8HB 1.8 245 441 MPa  
- Bánh chủ động:  
- Bánh bị động:  
F lim1  
1
o  
1.8HB 1.8230 414 MPa  
F lim2  
2
3  
T
i
N 60c  
nt  
  
HE1  
i i  
Tmax  
Trang 19  
Đồ án Chi Tiết Máy  
ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh  
3
3
T
35  
0.6T  
28  
   
601  
36011520  
   
T
   
35 28  
T
35 28  
1,6108 (chu ky)  
NHE1 1,6108  
8 ( chu kỳ).  
NHE2  
0,40510  
u
4
m  
H
Ti  
NFE1 60c  
niti  
  
T
Tmax  
6
6
35  
0.6T  
28  
35 28  
   
601  
36011520  
   
T 35 28  
T
   
1,4108 (chu ky)  
NFE1 1,4108  
NFE2   
0,36108 chu kì  
u
4
NHE1 NHO1  
NHE2 NHO2  
NFE1 NFO1  
NFE2 NFO2  
NHE N  
HO để tính toán.  
Ta thấy  
nên chọn  
K
HL1 KHL2 KFL1 KFL2 1  
Suy ra  
• Ứng suất tiếp xúc cho phép :  
s 1.1  
Thép 45 tôi cải thiện nên  
, do đó :  
H
K HL1  
1
0  
0  
560  509,09 MPa  
H1  
H lim1  
sH  
1,1  
1
K HL2  
sH  
530  481,81 MPa  
H2   
H lim2  
1,1  
  
H1   H 2 509,09 481,81  
  
495,45 MPa  
H   
2
2
• Ứng suất uốn cho phép :  
Trang 20  
Tải về để xem bản đầy đủ
docx 66 trang yennguyen 28/03/2022 5280
Download
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên

File đính kèm:

  • docxdo_an_thiet_ke_he_thong_dan_dong_thung_tron.docx