Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn - Phương án số 1

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 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

docx66 trang | Chia sẻ: lecuong1825 | Ngày: 18/07/2016 | Lượt xem: 140 | Lượt tải: 1download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn - Phương án số 1, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
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: MSSV: Giáo viên hướng dẫn: Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ: ĐỀ TÀI Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số: 1 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 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 : Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ 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, bu lông và các chi tiêt phụ khác. Chọn dung sai lắp ghép. Tài liệu tham khảo. 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 PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHỌN ĐỘNG CƠ : Chọn hiệu suất của hệ thống : Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọn được các hiệu suất sau: Hiệu suất nối trục đàn hồi: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn: Hiệu suất của một cặp ổ lăn : Hiệu suất truyền động : à Vậy, hiệu suất truyền động là: Tính công suất cần thiết : Công suất tính toán: Công suất cần thiết trên trục động cơ: Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: vòng/phút. Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống : 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 : vòng/phút à Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút. Chọn động cơ điện: Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau: , tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn 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 Kiểu động cơ Công suất kW Vận tốc quay vg/ph 3K112S4 3 1440 0.82 81,5 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động: 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 = 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: LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH. Phân phối công suất trên các trục: Công suất trên trục 3: Công suất trên trục 2: Công suất trên trục 1: Công suất động cơ: Tính toán số vòng quay các trục: Số vòng quay của trục 1: vòng/phút Số vòng quay của trục 2: vòng/phút Số vòng quay của trục 3: vòng/phút Vậy: Số vòng quay trục 1 là: n1 = 1440 vòng/phút. Số vòng quay trục 2 là: n2 = 360 vòng/phút. Số vòng quay trục 3 là: n3 = 90 vòng/phút. Tính toán moment xoắn trên các trục: Moment xoắn trên trục động cơ: Moment xoắn trên trục 1: Moment xoắn trên trục 2: Moment xoắn trên trục 3: Moment xoắn trên trục thùng trộn : Bảng đặc tính:  Thông số/Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công suất (kW) 3,5319 3,4616 3,3585 3,2584 3 Tỉ số truyền u 1 4 4 2.25 Moment xoắn (Nmm) 23423,36 22957,14 89093,54 345752,44 716250 Số vòng quay (vòng/phút) 1440 1440 360 90 40 PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH: 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. 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: Trong đó: Với z1 = 27 , với n01=200vg/ph, Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]: 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: Lấy sô mắc xích chẳn X = 124 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) Tài liệu [1] Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng: , do đó a =1258 – 5 = 1253mm. Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) Tài liệu [1] Bảng 5.9 Tài liệu [1] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo công thức (5.15)Tài liệu [1] : Với : 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. Vận tốc : Lực vòng: Lực căng do lực li tâm: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang , nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4. Do đó : Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 . Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 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: Đường kính vòng đỉnh răng: Bán kính đáy răng: mm. Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1] Đường kính vòng đáy răng: 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. 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. : lực va đập trên 1 dãy 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: . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiệt đạt độ rắn bề mặt HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. 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. : lực va đập trên 1 dãy 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: . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2. Xác định lực tác dụng lên trục: Lực vòng: Ft = 2525,89N Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 600 Lực căng do lực ly tâm: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang , nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4. 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. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: 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: Bánh răng chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285 có , , ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245HB. Bánh răng bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có , , ta chọn độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230HB. 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 : (chu kỳ) (chu kỳ) Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : (chu kỳ). Tuổi thọ : giờ Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng: ( chu kỳ). Ta thấy nên chọn để tính toán. Suy ra Ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180350 Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1.1 Bánh chủ động: Bánh bị động: Giới hạn mỏi uốn: Bánh chủ động: Bánh bị động: Ứng suất tiếp xúc cho phép : Thép 45 tôi cải thiện nên , do đó : Ứng suất uốn cho phép : Với (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 Tài liệu [1] và Ứng suất quá tải cho phép: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có: 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. ; :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với tra bảng 6.7 tài liệu [1] Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục aw=160mm. Xác định các thông số ăn khớp: Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn Chọn sơ bộ góc nghiêng răng Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ: lấy z1=25 (răng) Số răng bánh lớn: lấy z2=100 ( răng). Do đó tỉ số truyền thực : Góc nghiêng răng: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Trong đó: 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 [1]: Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với là góc profin răng và là góc ăn khớp) : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Hệ số trùng khớp doc: Hệ số trùng khớp ngang: Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] : KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động: . Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động . Với v = 1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) theo bảng 6.13 Tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có: Với :: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 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]). Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Bề rộng vành răng : chọn bw = 65(mm) Vậy 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]: Như vậy từ (1) và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uồn Xác định số răng tương đương: Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với v=1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) và cấp chính xác 9, theo (6.47) tài liệu [1] hệ số (trong đó theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46) Vậy Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu [1] Đối với bánh dẫn: Đối với bánh bị dẫn: : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 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]: Độ bền uốn tại chân răng: 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: Theo (6.49) tài liệu [1]: Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Gía trị Khoảng cách trục aw2 = 160mm Modul pháp mn = 2.5mm Chiều rộng vành răng bw3 = 65+5 = 70 và bw4 = 65 Tỷ số truyền um = 4 Góc nghiêng răng β = 12.430 Số răng bánh răng z1 = 25 z2 = 100 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1= m.z1/cosβ= 64 d 2 = 256 Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m= 69 da2=261 Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m= 57.75 df2= 249.75 Góc profin răng Góc ăn khớp Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Chọn vật liệu: 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 HB241285 có σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB. Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB. 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 : (chu kỳ) (chu kỳ) Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : (chu kỳ). Tuổi thọ : giờ 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 180350 Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1.1 Bánh chủ động: Bánh bị động: Giới hạn mỏi uốn: Bánh chủ động: Bánh bị động: ( chu kỳ). Ta thấy nên chọn để tính toán. Suy ra Ứng suất tiếp xúc cho phép : Thép 45 tôi cải thiện nên , do đó : Ứng suất uốn cho phép : Với (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 Tài liệu [1] và Ứng suất quá tải cho phép: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm Trị số đối với cấp nhanh nhỏ hơn 20 30% so với cấp chậm nên : , :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với tra bảng 6.7 tài liệu [1]. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Trong đó: 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 [1]: Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với là góc profin răng và là góc ăn khớp) : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Hệ số trùng khớp doc: Hệ số trùng khớp ngang: Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] : KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động: . Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động . Với 2,5(m/s)<v=4,84 (m/s) < 5 (m/s theo bảng 6.13 và bảng 6.14 Tài liệu [1] dùng cấp chính xác 8 ta chọn Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có: Với :: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 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]). Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Bề rộng vành răng : chọn bw = 50(mm) Vậy Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=4,83 (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]: Như vậy từ (1) và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uồn Xác định số răng tương đương: Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với v=4,83 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8, theo (6.47) tài liệu [1] hệ số (trong đó theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46) Vậy Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu [1] Đối với bánh dẫn: Đối với bánh bị dẫn: : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 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]: Độ bền uốn tại chân răng: 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: Theo (6.49) tài liệu [1]: Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Gía trị Khoảng cách trục aw1=160mm Modul pháp m=2.5mm Chiều rộng vành răng bw1=50+5=55 và bw2=50 Tỷ số truyền um=4 Góc nghiêng răng β=12.43 Số răng bánh răng z1=25 z2=100 Hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0 Đường kính vòng chia d1=m.z1/cosβ=64 d2=256 Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m=69 da2=261 Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m=57.75 df2=249.75 Góc profin răng Góc ăn khớp THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN: Thông số tính toán:  Thông số/Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công suất (kW) 3,5319 3,4616 3,359 3,258 3 Tỉ số truyền u 1 4 4 2.25 Moment xoắn (Nmm) 23423,36 22957,14 89093,54 345752,44 716250 Số vòng quay (vòng/phút) 1440 1440 360 90 40 Chọn vật liệu trục: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có , ứng suất xoắn cho phép . Xác định sơ bộ đường kính trục: Theo công thức (10.9) Tài liệu [1], đường kính trục thứ k với k = 13 Tra bảng động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất, loại 3K112S4 2p = 4 : Đường kính trục động cơ: dđc = 28 mm. Tra bảng 10.2 Tài liệu [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn : Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là nên ta chọn Do đó đường kính sơ bộ của trục sẽ là : ; ; Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dựa vào bảng 10.3 Tài liệu [1] ta được trị số các khoảng cách k1, k2, k3 và hn k1 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. k2 = 8(mm) - Khoảng cách từ mặt mút ổ
Luận văn liên quan