THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN ĐỀ 11 ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH
NỘI DUNG ĐỒ ÁN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY
-------oOo-------
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN ĐỀ 11 ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU.. 1
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2
1.1.Chọn công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền. 2
1.1.1.Xác định công suất bộ phận công tác là thùng trộn. 2
1.1.2.Hiệu suất chung của hệ thống truyền động. 2
1.1.3.Công suất cần thiết của động cơ. 2
1.1.4.Số vòng quay của trục thùng trộn. 2
1.1.5.Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động. 2
1.1.6.Điều kiện để lựa chọn động cơ. 2
1.1.7.Các thông số động cơ được chọn. 3
1.2.Lập bảng đặc tính. 3
1.2.1.Tính toán các giá trị công suất, mômen xoắn và số vòng quay cho từng trục 4
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.. 6
2.1.Thông số kỹ thuật của bộ truyền đai thang. 6
2.2.Thiết kế bộ truyền đai thang. 6
2.2.1. Chọn dạng đai6
2.2.2. Đường kính bánh đai nhỏ. 6
2.2.3. Đường kính bánh đai lớn. 6
2.2.4. Vận tốc đai6
2.2.5. Chọn sơ bộ khoảng cách trục. 7
2.2.6. Chiều dài đai theo khoảng cách trục a. 7
2.2.7. Tính lại khoảng cách trục a. 7
2.2.8. Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ. 7
2.2.9. Tính toán các hệ số Ci8
2.2.10.Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài da của các bánh đai8
2.2.11.Lực căng đai ban đầu. 9
2.2.12.Lực tác dụng lên trục. 9
2.2.13.Ứng suất lớn nhất trong dây đai9
2.2.14.Tuổi thọ đai (giờ).10
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.. 12
3.1.Thông số đầu vào. 12
3.2.Bộ truyền cấp nhanh. 12
3.2.1. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng. 12
3.2.2. Ứng suất cho phép. 13
3.2.3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng. 16
3.2.4. Khoảng cách trục aw. 16
3.2.5. Thông số ăn khớp. 16
3.2.6. Xác định thông số hình học của bộ truyền. 17
3.2.7. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền. 18
3.2.8. Gía trị các lực tác dụng lên bộ truyền. 18
3.2.9. Hệ số tải trọng động. 18
3.2.10.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc. 18
3.2.11.Kiểm nghiệm ứng suất uốn. 20
3.3.Bộ truyền cấp chậm.. 23
3.3.1. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng. 23
3.3.2. Ứng suất cho phép. 23
3.3.3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng. 25
3.3.4. Khoảng cách trục aw. 26
3.3.5. Thông số ăn khớp. 26
3.3.6. Xác định thông số hình học của bộ truyền. 27
3.3.7. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền. 28
3.3.8. Gía trị các lực tác dụng lên bộ truyền. 28
3.3.9. Hệ số tải trọng động. 28
3.3.10.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc. 28
3.3.11.Kiểm nghiệm ứng suất uốn. 30
3.4.Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu. 34
CHƯƠNG 4:THIẾT KẾ TRỤC-CHỌN THEN.. 35
4.1.Thông số thiết kế lấy ở chương 1. 35
4.2.Thiết kế trục. 36
4.2.1. Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép. 36
4.2.2. Thiết kế sơ bộ đường kính trục theo mômen xoắn. 37
4.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. 37
4.2.4. Thiết kế trục. 40
a) Trục I40
b)Trục II44
c) Trục III48
4.2.5. Kiểm nghiệm độ bền trục. 52
4.2.6. Kiểm nghiệm then. 55
4.2.7 Kiểm nghiệm nối trục đàn hồi57
CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ Ổ TRỤC.. 58
5.1.Chọn loại ổ lăn cho 3 trục. 58
5.2.Tính toán lựa chọn ổ bi đỡ 1 dãy trên trục I58
5.2.1. Sơ đồ tính toán. 58
5.2.2. Thông số làm việc. 58
5.2.3. Xác định phản lực tác dụng lên ổ. 59
5.2.4. Tính toán và lựa chọn kích thước ổ lăn. 59
5.2.5. Xác định lại tuổi thọ của ổ lăn. 60
5.2.6. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. 61
5.2.7. Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ. 61
5.3.Tính toán lựa chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ trên trục II61
5.3.1. Sơ đồ tính toán. 61
5.3.2. Thông số làm việc. 61
5.3.3. Xác định phản lực tác dụng lên ổ. 62
5.3.4. Tính toán và lựa chọn kích thước ổ lăn. 62
5.3.5. Xác định lại tuổi thọ của ổ lăn. 64
5.3.6. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. 64
5.3.7. Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ. 64
5.4.Tính toán lựa chọn ổ bi đỡ 1 dãy trên trục III64
5.4.1. Sơ đồ tính toán. 64
5.4.2. Thông số làm việc. 65
5.4.3. Xác định phản lực tác dụng lên ổ. 65
5.4.4. Tính toán và lựa chọn kích thước ổ lăn. 65
5.4.5. Xác định lại tuổi thọ của ổ lăn. 67
5.4.6. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. 67
5.4.7. Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ. 67
CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN VÀ BÔI TRƠN.. 69
6.1.Thiết kế vỏ hộp. 69
6.2.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp. 69
6.3.Các chi tiết liên quan đến hộp giảm tốc. 72
- Bulông vòng. 72
- Chốt định vị và vít tách nắp. 72
- Cửa thăm.. 73
- Nút thông hơi73
- Nút tháo dầu. 73
- Que thăm dầu. 74
6.4.Các chi tiết phụ khác. 75
6.4.1. Nắp ổ. 75
6.4.2. Cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp. 75
6.4.3. Các chi tiết che chắn ổ. 76
6.5.Bôi trơn hộp giảm tốc. 77
6.5.1. Bôi trơn bánh răng. 77
6.5.2. Bôi trơn ổ lăn. 78
CHƯƠNG 7: DUNG SAI LẮP GHÉP.. 80
7.1.Dung sai ổ lăn. 80
7.2.Lắp ghép bánh răng trên trục. 80
7.3.Lắp ghép nắp ổ với thân hộp. 80
7.4.Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục. 80
7.5.Lắp chốt định vị80
7.6.Lắp ghép then. 80
KẾT LUẬN.. 85
TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 86
DANH MỤC BẢNG
Bảng 1.1 Bảng động cơ và phân phối tỉ số truyền. 3
Bảng 1.2 Bảng đặc tính kỹ thuật của động cơ. 5
Bảng 2.1 Kích thước mặt cắt, đường kính bánh đai của loại đai thang B 6
Bảng 2.2 Kết quả thiết kế bộ truyền đai thang.11
Bảng 3.1 Thông số ban đầu cho cặp bánh răng cấp nhanh. 12
Bảng 3.2 Thông số ban đầu cho cặp bánh răng cấp chậm.. 12
Bảng 3.2 Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.22
Bảng 3.3 Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm.33
Bảng 4.1: Kích thước then cho các trục. 52
Bảng 4.2: Giá trị của Mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại các tiết diện kiểm tra.54
Bảng 4.3: Biên độ và giá trị trung bình ứng suất.54
Bảng 4.4: Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn s. 55
Bảng 4.5: Gía trị ứng suất dập và cắt của then trên các trục. 57
Bảng 5.4: Bảng chọn ổ. 68
Bảng 6.1: Kích thước bulông vòng.72
Bảng 6.2: Kích thước chốt định vị72
Bảng 6.3: Kích thước cửa thăm.. 73
Bảng 6.4: Kích thước nút thông hơi73
Bảng 6.5: Kích thước nút tháo dầu. 74
Bảng 6.6: Kích thước que thăm dầu.74
Bảng 6.7: Kích thước vòng hãm lò xo định vị mặt trong của ổ trục I 76
Bảng 7.1: Bảng dung sai lắp ghép. 81
DANH MỤC HÌNH
Hình 4.1: Sơ đồ động của hệ thống dẫn động thùng trộn. 35
Hình 4.2: Sơ đồ lực tác dụng lên các trục. 36
Hình 4.3: Phác thảo kích thước hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh.40
Hình 4.4: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh 42
Hình 4.5: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục trung gian của hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh 46
Hình 4.6: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục ra của hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh 50
Hình 5.1: Sơ đồ tính toán ổ lăn cho trục I. 58
Hình 5.2: Sơ đồ tính toán ổ lăn cho trục II. 61
Hình 5.3: Sơ đồ tính toán ổ lăn cho trục III. 64
Hình 6.1: Kích thước que thăm dầu. 75
YÊU CẦU THIẾT KẾ
Đề số 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số: 22
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện 3 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 (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)
Bảng số liệu ĐỀ 11
|
Phương án |
22 |
|
Công suất trên trục thùng trộn P, kW |
4 |
|
Số vòng quay trên trục thùng trộn n, v/ph |
55 |
|
Thời gian phục vụ L, năm |
5 |
|
Số ngày làm/năm Kng, ngày |
180 |
|
Số ca làm trong ngày, ca |
1 |
|
t1, giây |
16 |
|
t2, giây |
12 |
|
t3, giây |
18 |
|
T1 |
T |
|
T2 |
0,8T |
|
T3 |
0,6T |
YÊU CẦU:
- 01 thuyết minh;
- 01 bản vẽ lắp A0;
- 01 bản vẽ chi tiết;
NỘI DUNG THUYẾT MINH
- Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
- Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
- Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng).
- Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
- Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
- Tính toán thiết kế trục và then.
- Chọn ổ lăn và nối trục.
- Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác.
- Chọn dung sai lắp ghép.
- Tài liệu tham khảo.
LỜI NÓI ĐẦU
Trong sự nghiệp đổi mới của đất nước, tầm quan trọng của ngành Cơ Khí nói chung và ngành Công Nghệ Chế Tạo Máy nói riêng, giữ vai trò then chốt trong công cuộc Công Nghệp Hóa và Hiện Đại Hóa đất nước.
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…, được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa Cơ Khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Em chân thành cảm ơn thầy TS NGUYỄN VŨ THỊNH, 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.
CHƯƠNG 1
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.Chọn công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền
1.1.1. Xác định công suất bộ phận công tác là thùng trộn
Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:
1.1.2. Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
Theo bảng 3.3 tài liệu [1], ta chọn:
: Hiệu suất bộ truyền đai
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn. (có 4 cặp)
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh. Vì sau khi phân đôi dòng công suất lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu suất cho một cặp bánh răng ở cấp phân đôi, và ta tính hiệu suất của cấp nhanh như là hiệu suất của một cặp bánh răng chữ V.
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm.
: Hiệu suất nối trục đàn hồi.
Do đó:
1.1.3. Công suất cần thiết của động cơ:
1.1.4. Số vòng quay của trục thùng trộn: nct = 55 (vòng/phút)
1.1.5. Tỷ số truyền chung được xác định theo công thức:
trong đó unh, uch – tỉ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh và chậm.
uđ – tỉ số truyền của bộ truyền đai.
1.1.6. Chọn động cơ phải thỏa mãn các điều kiện sau:
,tức là ta phải chọn động cơ có Tra bảng Phụ lục 15.2[4]/tr.552, ta chọn động cơ có công suất Pđc= 5,5kW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động chọn trên bảng 1.1.
Tỉ số , trong đó - hệ số chiều rộng vành răng cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm và đối với hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi thì unh được tính theo công thức 3.20[1], nên ta có:
Bảng 1.1 Bảng động cơ và phân phối tỉ số truyền
|
Động cơ |
Số vòng quay động cơ, vg/ph |
Tỷ số truyền chung, uch |
Tỷ số truyền hộp giảm tốc, uh |
Tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh, unh |
Tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chậm, uch |
Bộ truyền đai, uđ |
|
ĐC1 |
2910 |
52,90 |
20 |
8,0 |
2,5 |
2,65 |
|
ĐC2 |
1450 |
26,36 |
10 |
5,0 |
2,0 |
2,64 |
|
ĐC3 |
960 |
17,45 |
8 |
4,0 |
2,0 |
2,18 |
|
ĐC4 |
715 |
13 |
8 |
4,0 |
2,0 |
1,63 |
1.1.7. Với các tỷ số truyền trên bảng 1.1 ta chọn động cơ với số vòng quay n =960 vòng/phút và tỷ số truyền chung uch = 17,45; unh=4,0;
uch = 2,0 (uh = 8); uđ = 2,18.
1.2. Lập bảng đặc tính
1.2.1. Theo các thông số vừa chọn ta tính toán các giá trị công suất, mômen xoắn và số vòng quay cho từng trục:
Tình toán công suất trên các trục:
Số vòng quay trên các trục:
Mômen xoắn các trục:
Bảng 1.2 Bảng đặc tính kỹ thuật của động cơ
|
Trục Thông số |
Động cơ |
Trục I |
Trục II |
Trục III |
Công tác (ct) |
|||
|
Công suất, kW |
4,8 |
4,56 |
4,33 |
4,16 |
4,04 |
|||
|
Tỷ số truyền |
uđ = 2,18 |
unh=4,0 |
uch = 2,0 |
ukn=1 |
||||
|
Mômen xoắn, Nm |
47,75 |
98,89 |
375,62 |
721,67 |
700,85 |
|||
|
Số vòng quay, vòng/phút |
960 |
440,37 |
110,09 |
55,05 |
55,05 |
|||
CHƯƠNG 2
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1. Thông số kỹ thuật của bộ truyền đai thang
- Công suất bộ truyền: P1=4,8kW
- Số vòng quay bánh dẫn: n1=nđc=960 vòng/phút
- Tỷ số truyền uđ=2,18.
- Mômen xoắn T1=47,75Nm
2.2. Thiết kế bộ truyền đai thang:
2.2.1. Chọn dạng đai:
Chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chịu được va đập nhẹ, độ bền cao, độ đàn hồi tốt do Enhỏ, ít chịu ảnh hưởng bởi nhiệt độ và độ ẩm.
Theo hình 4.22a/tr.167[1]: phụ thuộc vào công suất P1=4,8kW và số vòng quay n1=960 vòng/phút ta chọn đai loại B. Theo bảng 4.3/tr.137[1] với đai loại B, ta có bảng sau:
Bảng 2.1 Kích thước mặt cắt, đường kính bánh đai của loại đai thang B
|
Dạng đai |
Ký hiệu |
bp,mm |
b0,mm |
h,mm |
y0,mm |
A,mm2 |
Chiều dài đai (mm) |
d1,mm |
|
Đai thang |
B |
14 |
17 |
10,5 |
4,0 |
138 |
800÷6300 |
140÷280 |
2.2.2. Đường kính bánh đai nhỏ:
Ta có: d1=1,2dmin =1,2.140 = 168mm. Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1=180mm
2.2.3. Đường kính bánh đai lớn:
Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối . Đường kính bánh đai lớn:
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2=400mm
Tỷ số truyền
Sai lệch so với giá trị chọn trước là 2,75% < 3%
2.2.4. Vận tốc đai:
Vì nên thỏa điều kiện vận tốc cho phép đối với đai thang thường.
2.2.5. Chọn sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục nhỏ nhất được xác định theo công thức:
Ta có thể chọn sơ bộ a=d2=400mm khi u=3.Tra bảng 4.14/tr.60[2]
2.2.6. Chiều dài đai theo khoảng cách trục a
- Chiều dài tính toán của đai:
Theo bảng 4.13/tr.59[2], ta chọn đai có chiều dài L=1800mm = 1,8m.
- Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây:, do đó điều kiện được thỏa
2.2.7. Tính lại khoảng cách trục a:
Ta có: trong đó:
Khi đó
Kiểm nghiệm điều kiện:
Gía trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
2.2.8. Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ:
(rad)
Vì => Theo 4.7/tr.54[2] ta thấy thỏa mãn điều kiện không trượt trơn đối với đai vải cao su.
2.2.9. Tính toán các hệ số Ci
Theo bảng 4.8/tr.165[1]
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u:
Cu =1,12 vì u=2,18 > 1,8
- Theo bảng 4.8/tr.162[1], ta chọn ta nội suy giá trị khi và đai loại B
Tỷ số . Nội suy từ bảng 4.18/tr.61[2] ta được Cz = 0,98
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: (tải va đập nhẹ và làm việc một ca)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
- Theo bảng 4.8/tr.162[1], ta chọn ta nội suy giá trị khi và đai loại B
Số dây đai được xác định theo công thức:
Ta chọn z = 2 đai (thỏa điều kiện z ≤ 6)
2.2.10.Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài da của các bánh đai:
Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:
Trong đó các thông số biên dạng e,f (mm) tra theo bảng 4.4/tr.138[1] ứng với đai loại B ta được: e = 19,0mm ; f=12,5mm
Đường kính ngoài bánh đai nhỏ:
Đường kính ngoài bánh đai lớn:
Trong đó thông số biên dạng B (mm) tra theo bảng 4.4/tr.138 [1] ứng với đai loại B ta được B=4,2mm
2.2.11.Lực căng đai ban đầu:
Lực căng mỗi dây đai:
Lực vòng có ích:
Lực vòng trên mỗi dây đai:
Lực trên nhánh căng F1:
Lực trên nhánh chùng F2:
2.2.12.Lực tác dụng lên trục:
2.2.13. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
Kiểm nghiệm đai theo ứng suất kéo cho phép: thỏa điều kiện cho phép đối với đai thang.
2.2.14. Tuổi thọ đai xác định theo công thức 4.37/tr.156[1]:(giờ).
Trong đó: .
Bảng 2.2 Kết quả thiết kế bộ truyền đai thang.
|
Dạng đai |
B |
|
Tiết diện đai A (mm2) |
138 |
|
Số dây đai z (sợi) |
2 |
|
Khoảng cách trục a (mm) |
430,4 |
|
Chiều dài đai L (mm) |
1800 |
|
Góc ôm đai α1 (độ) |
150,86o |
|
Bề rộng bánh đai B (mm) |
44 |
|
Số vòng chạy đai trong 1 giây, 1/s |
5,03 |
|
Đường kính bánh dẫn d1 (mm) |
180 |
|
Đường kính bánh bị dẫn d2 (mm) |
400 |
|
Đường kính ngoài bánh dẫn da1 (mm) |
188,4 |
|
Đường kính ngoài bánh bị dẫn da2 (mm) |
408,4 |
|
Ứng suất lớn nhất (MPa) |
7 |
|
Lực căng đai ban đầu Fo (N) |
414 |
|
Lực tác dụng lên trục Fr (N) |
801,37 |
|
Lực vòng có ích Ft, (N) |
530,5 |
|
Lực trên nhánh căng F1 (N) |
679,25 |
|
Lực trên nhánh chùng F2 (N) |
148,75 |
|
Tuổi thọ đai Lh (giờ) |
2061,8 |
CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1.Thông số đầu vào:
Bảng 3.1 Thông số ban đầu cho cặp bánh răng cấp nhanh
|
Công suất P1 (kW) |
4,56 |
|
Số vòng quay bánh dẫn n1 (vg/phút) |
440,37 |
|
Mômen xoắn trục bánh dẫn T1 (Nm) |
98,89 |
|
Tỷ số truyền unh |
4,0 |
|
Tuổi thọ Lh (giờ) |
7200 |
Bảng 3.2 Thông số ban đầu cho cặp bánh răng cấp chậm
|
Công suất P2 (kW) |
4,33 |
|
Số vòng quay bánh dẫn n2 (vg/phút) |
110,09 |
|
Mômen xoắn trục bánh dẫn T2 (Nm) |
375,62 |
|
Tỷ số truyền uch |
2,0 |
|
Tuổi thọ Lh (giờ) |
7200 |
Với thời gian làm việc Lh (giờ) được tính như sau:
(giờ)
Chế độ làm việc: Quay một chiều, tải va đập nhẹ, làm việc một ca (1 năm làm việc 180 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
3.2.Bộ truyền cấp nhanh:
3.2.1. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng:
Do bộ truyền chịu công suất trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt HB ≤ 350. Đồng thời để bộ truyền bánh răng có khả năng chạy mòn tốt ta chọn độ rắn bánh dẫn HB1 lớn hơn bánh bị dẫn HB2 theo công thức 6.32/tr.247[1]: HB1 ≥ HB2 + (10÷15)HB.
Cụ thể, theo bảng 6.13[1] ta chọn:
+ Bánh dẫn: thép C45 được tôi cải thiện đạt độ rắn HB1=255HB.
+ Bánh bị dẫn: thép C45 được tôi cải thiện đạt độ rắn HB2=240HB.
3.2.2. Ứng suất cho phép:
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
Đối với vật liệu là thép khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức 6.33/tr.249[1]:
Trong đó:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở được cho trong bảng 6.13/tr.249[1]:
- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6.34/tr.250[1]:
trong đó: NHE – số chu kỳ làm việc tương đương.
NHO – số chu kỳ làm việc cơ sở.
mH – bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức 6.36/tr.250[1]:
trong đó: (s), ,, với Lh = 7200h
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng:
chu kỳ
chu kỳ
Do số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
- Hệ số an toàn cho phép sH có giá trị tra theo bảng 6.13/tr.249[1]:
sH = 1,1
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo 6.40a/tr.252[1] ta có:
So sánh với điều kiện 6.41/tr.252[1]:
với
Điều kiện trên thỏa nên ta chọn :
b) Ứng suất uốn cho phép:
Đối với vật liệu là thép khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức 6.47/tr.253[1]:
Trong đó:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở được cho trong bảng 6.13/tr.249[1]:
- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6.34/tr.250[1]:
trong đó: NFE – số chu kỳ làm việc tương đương.
NFO – số chu kỳ làm việc cơ sở.
mF – chỉ số mũ
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức 6.49/tr.254[1]:
trong đó: (s), ,, với Lh = 7200h
Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng:
chu kỳ
chu kỳ
Do số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
- Hệ số an toàn cho phép sH có giá trị tra theo bảng 6.13/tr.249[1]:
Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
3.2.3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
a) Chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.15/tr.259 do bánh răng nằm không đối xứng qua các ổ trục và HB1,HB2 < 350HB nên , chọn theo tiêu chuẩn. Khi đó:
b) Hệ số tập trung tải trọng Kβ
Theo bảng 6.4/tr.237[1] ứng với , bánh răng nằm không đối xứng ổ trục, HB < 350, ta được:
3.2.4. Khoảng cách trục aw
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng nghiêng xác định theo công thức 6.90/tr.276[1]
Theo tiêu chuẩn, ta chọn aw = 160mm.
3.2.5. Thông số ăn khớp
a) Môđun mn
m=(0,01÷0,02) aw = 1,6÷3,2mm
Theo [1] chọn mn theo tiêu chuẩn, ta được mn= 2,5mm
b) Số răng các bánh răng
- Đối với hộp giảm tốc cấp nhanh, để tải trọng phân bố đều cho các cặp bánh răng phân đôi, người ta thường dùng hai cặp bánh răng nghiêng có góc nghiêng:
Ta chọn răng suy ra số răng bánh bị dẫn:
răng.
- Tính toán lại tỷ số truyền thực:
Sai số .
- Tính toán chính xác góc nghiêng răng
3.2.6. Xác định thông số hình học của bộ truyền
- Đường kính vòng chia:
- Đường kính vòng lăn:
- Đường kính vòng đỉnh:
- Đường kính vòng đáy:
- Khoảng cách trục:
- Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: .Chọn theo tiêu chuẩn ta có
Bánh dẫn: để bù trừ sự không chính xác theo vị trí dọc trục thì chiều rộng bánh bị dẫn được chọn lớn hơn bánh dẫn 5÷10mm. Do đó:.
3.2.7. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng:
Dựa theo bảng 6.3/tr.230[1] ta chọn được cấp chính xác của bộ truyền là 9
3.2.8. Gía trị các lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng:
Lực hướng tâm:
Lực dọc trục:
3.2.9. Hệ số tải trọng động
Với vận tốc và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6/tr239[1] ta xác định được hệ số tải trọng động:
3.2.10.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, ta sử dụng công thức 6.86/tr.275[1] để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo công thức:
Với:
+ ZM = 190 MPa1/2 theo 6.56/tr.257[1].
+ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo 6.87/tr.276[1] ta có:
với theo 6.87/tr.276 [1] ta có:
+ Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo 6.88/tr.276[1], ta có
với hệ số trùng khớptheo 6.10/tr.228[1],ta có:
+ Đường kính vòng lăn
+ Hệ số tải trọng tính theo 6.20/tr.235[1] ta có:
trong đó:
- Hệ số tải trọng giữa các răng: tra bảng 6.11/tr.241[1] ứng với cấp chính xác 9, vận tốc vòng .
- Hệ số tải trọng động trong:
Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng
