Thiết kế hệ thống thùng trộn | Môn Đồ án thiết kế máy - Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh

lOMoAR cPSD| 58707906
Trường ĐHSPKT TP.HCM
KHÍ - PRMD310529 THIẾT KẾ HỆ
Khoa : Cơ khí Chế tạo máy THỐNG THÙNG TRỘN
Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy
Đề số: 06 -- Phương án: 8
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ SVTH: MSSV: Chữ ký: GVHD: Ngày bảo vệ: Ngày nhận đề: I. ĐỀ BÀI: A D
Hình 1: Sơ đồ động
Hình 2: Mô hình thùng trộn 1. Động cơ điện 2. Bộ truyền đai thang 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Thùng trộn Điều kiện làm việc:
- Tải trọng không đổi, quay một chiều
- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca) - Sai số tỉ
số truyền hệ thống |∆𝑢/𝑢| ≤ 5% lOMoAR cPSD| 58707906 Số liệu cho trước: STT Tên gọi Giá trị 1
Năng suất Q (kg/giờ) 14800 kg/giờ 2 Đường kính D (m) 0,55 m 3
Trọng lượng vật liệu trộn Gv (N) 2400N 4
Góc nâng vật liệu α (độ) 81° lOMoAR cPSD| 58707906
PHẦN 1: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ MÁY CÔNG TÁC D 1. Giới thiệu
Máy trộn dùng để đạt các mục đích sau:
- Tạo thành 1 hổn hợp đồng nhất của một chất rắn và 1 chất lỏng.
- Tạo thành 1 hổn hợp đồng nhất của hai hay nhiều chất rắn.
- Tăng cường quá trình phản ứng và trao đổi nhiệt giữa 1 chất rắn và chất khí như quá trình đốt, nung.
Một trong các loại máy trộn được sử dụng phổ biến trong công nghiệp là dạng máy trộn
thùng quay đặt nằm ngang.
Sinh viên được yêu cầu tính toán hệ thống dẫn động thùng trộn với điều kiện cụ thể như sau:
Thùng trộn quay liên tục, có nghiêng của thùng so với phương ngang là = 3o, vật liệu trộn
có khối lượng riêng =1300 kg/m3, bán kính R0 =D/3=0,55/3 (m).
2. Thông số đầu vào (cho trước)
a) Năng suất trộn Q (kg/h). 14800 (kg/h)
b) Đường kính (trong) thùng trộn D. 0,55 (m)
c) Trọng lượng vật liệu trong thùng Gv (N). 2400 (N)
d) Góc nâng vật liệu: (rad). 81π/180 (rad)
e) Các hệ số: = 1/3; m = 1/3; K = 200.
3. Tính toán tải, tốc độ quay thùng trộn.
a) Chiều dài thùng trộn, L (m) [1]
L=m. K . D . tgβ= ×200 × 0,55× tg(3 °)=1,922 (m)
b) Tốc độ quay của thùng, n (v/ph) [1] lv Năng suất trộn
Q=60. Ft . .. L .m . nlv . tg=14800 kg/h Q 14800 nlv= 60. Ft . .
. L . m. tg=π . 0,552 1 =71,358 v/ ph 60. .
.1300.1,922 ..tg(3 °) D2
Trong đó: Ft=π .
=0,238là tiết diện ngang của thùng 4 lOMoAR cPSD| 58707906
c) Công suất cần thiết sử dụng cho công tác trộn vật liệu (bao gồm năng lượng tiêu hao cho cặp ổ lăn) [1]
Plv=P1+P2+P3=1,978+3,256+0,523=5,757 kW Trong đó:
- P1(kW), công suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp P1=
Gv . Ro. (1−α cos α ). ω 10−3=2400. 0,355 . ¿¿ π . nlv π .71,358 ω= = =7,473 rad /s 30 30
- P2(kW), công suất trộn vật liệu.
P2=Gv . Ro . ω. sin α . 10−3=2400.
. 7,473. sin (81π /180). 10−3 ¿3,247 kW
- P (kW), công suất mất mát do ma sát ở ổ trục thùng trộn 3
P3=0,1(P1+P2)=0,1(1,962+3,247 )=0,5209kW d) Thông số đầu ra
1. Công suất làm việc của thùng trộn, Plv=5,757(kW )
2. Số vòng quay trên trục thùng trộn, nlv = 71,358 (vòng/phút) lOMoAR cPSD| 58707906
PHẦN 2: CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện
- Bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai.
- Bộ truyền trong: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp
Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 71,358 (v/ph)
Tỉ số truyền sơ bộ: usb = 3,3.4 = 13,2
Số vòng quay sơ bộ động cơ: nsb = nct. usb = 71,358.13,2 = 941,925(v/ph) Chọn nđb = 1000 (v/ph)
Hiệu suất truyền: =❑k n.❑đ .br.(¿o)3¿ = 0,99.0,955.0,97.(0,995)3 = 0,903
Công suất sơ bộ động cơ: P ,757 ctđc = P❑lv = 50,903 = 6,3754 (kW) - Chọn động cơ
Dựa trên số vòng quay sơ bộ, công suất cần thiết trên trục động cơ, đặc tính kỹ
thuật động cơ, hệ thống truyền động chọn động cơ phù hợp sao cho thỏa các điều kiện sau:
Pđc ≥ Pctdc nsb≈ nđb
T start/T n≥ T mm/T
T max/T n≥ T qt/T
- Chọn động cơ điện: 8P Kiểu động cơ: 160M6A
Pđc = 7,5(kW); nđc = 950 (v/ph)
2. Phân phối tỉ số truyền nđc 950 =
Tính lại tỉ số truyền hệ dẫn động : uch = n 71, 358 = 13,313 lv Ubr > ch
Bảng dãy số tỉ số truyền tiêu chuẩn SEV229-75 cho bộ truyền bánh răng [2] Dãy 1
1,0 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 8,0 Dãy 2 1,12 1,4 1,8 2,24 2,8 3,55 4,5 5,6 7,1 9,0 11,2
Chọn u = 4 theo dãy tiêu chuẩn. uc 13,313
Bộ truyền đai (bộ truyền ngoài): uđ = u = 4 = 3,328 h lOMoAR cPSD| 58707906
- Công suất trên các trục: Ta có: Plv =5,757 (kW)
Công suất cần thiết trên trục công tác : Plv 5,757 PIII = ❑ = o 0,995 = 5,7859(kW)
Công suất cần thiết trên trục 2 : PI II 5,785 PII = ❑
.❑ = 0,995.0,99 = 5,8737 (kW) o k n
Công suất cần thiết trên trục 1 : PI I 5,8737 PI = ❑
.❑ = 0,995.0,97 = 6,0857(kW) o br
Công suất trên trục động cơ : PI 6,084 Pdc = ❑
đ = 0 , 955 = 6,37(kW)
- Số vòng quay trên các trục: nđc = 950 (v/ph) nđc 950 n1 =
u = 3 ,328 = 285,45 (v/ph) đ n1 285,456
n2 = u = 4 = 71,36 (v/ph) br n2 71,364
n3 = u = 1 = 71,36 (v/ph) 3 - Mômen trên các trục: Tđc =
9,55.106. Pđc = 9,55.106. 6 , 37 = 64035 (N.mm) nđc 950 9,55.106. P1
9,55.106. 6,084 = 203541 (N.mm) T1 = = n1 285,456 9,55.106. P T2 =
2 = 9,55.106. 5,872 = 785796 (N.mm) n2 71,364 lOMoAR cPSD| 58707906 9,55.106. P3 9,55.106.5,785 T3 = = = 774154 (N.mm) n3 71,364 3. Bảng thông số Trục Trục 1 Trục 2 Thông Trục công Trục số tác động cơ Công suất - P (kW) 6,3754 6,0857 5,8737 5,7859 Tỉ số truyền -u 3,32 4 1 Số vòng quay- n (v/ph) 950 285,45 71,36 71,36 Momen xoắn - T (N.mm) 64035 203541 785796 774154
PHẦN 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1. Chọn tiết diện đai:
Theo hình 4.1, với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện Ƃ
Tiết diện loại có: Ƃ bt = 14 mm ; b = 17 mm ; h = 10,5 mm ; y0 = 4 mm ; A = 138 m
m2; d1=140-280 mm; l = 800-6300 mm. 2. Các thông số:
- Chọn đường kính đai nhỏ:d1=1,2. dmin=1,2.140=168(mm) -
Chọn theo tiêu chuẩn d1=180 mm - Vận tốc đai: lOMoAR cPSD| 58707906 π . d1. nd c π .180.950 (m/s) ( bé hơn vận tốc v = 25 m/s) max v== =8 , 954 60000 60000
- Với hệ số trượt ε = 0,02, ta tính được đường kính đai lớn: d2=u.d1
.(1−ε)=3,32.180.(1−0,02)=585,648(mm) -
Chọn theo tiêu chuẩn d2 = 560 mm
- Tính lại tỷ số truyền thực tế: d2 560 uđtt =
d1 .(1−ε)=180 .(1−0,02)=3 , 17 - Độ sai lệch : −u ∆u= uttu .100%= 3 , 17
.100%=4 ,73% (thỏa điều kiện) + Điều kiện của a:
0,55.( d1+ d2) + h ≤ a ≤ 2.( d1+d2)
0,55.(180+560) +10,5 ≤ a ≤ 2.(180+560) 417,5 ≤ a ≤ 1480 (*)
+ Khoảng cách trục: a = 0,95. d = 0,95.560 = 532 mm ( thỏa điều kiện) 2 - Chiều dài đai: (d2−d1)2
l=2 a+0,5 π (d1+d2)+ 4 a 2
l=2.532+0,5 π (180+56 0) (560−180) + =2293,6(mm) 4.532
- Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l = 2500
mm - Theo công thức 4.15 số vòng chạy của đai trong 1s: v 8 , 954
i= l = 2 , 5 =3,582<imax=10(thỏa điềukiện) Tính lại khoảng cách trục: a Với Góc ôm đai: ) (560−180) .57 °
(d2−d1 .57 ° (đai sợi tổng hợp) α1=180 °− α =180°− 6 40,63
=146,18 °>120 ° lOMoAR cPSD| 58707906 3. Xác định số đai: P = 6,3754 kW.
Theo bảng 4.7, ta chọnK = 1,35 d
Theo bảng 4.15, với α1 = 146,18° ta chọn Cα = 1 - 0,0025.(180 - α1 ) = 0,915. l 2500 Cl = 1,0232
Theo bảng 4.16, với l0 = 2240= 1,116 ta chọn l0=2240 (theo bảng 4.19)
Theo bảng 4.17, với u >=3 ta chọn C = 1,14 u
Theo bảng 4.19, với v = 8,954 m/s, d1 =180 mm, chọn [P0]= 3,119 kW P1 6,3754 Cz=0,95
Theo bảng 4.18 ,với = =2,044 ta chon [P0] 3,119 Theo công thức 4.16 P . Kd 6 , 3754.1 ,35 z= ==2, 72
[ P0] .Cα . Cl. Cu . Cz 3 ,119.0,915.1 , 0232.1,14.0,95 Chọn z = 3 - Chiều rộng bánh đai:
Theo công thức 4.17 và bảng 4.21 ta có: t = 19 , h0=4,2 ,H = 16 và e = 12,5
B=( z−1 ). t+2 e=(3−1).19+2.12,5=63 mm Đường kính ngoài bánh đai:
da1=d1+2.h0=180+2.4,2=188,4(mm) da2=d2+2.
h0=560+2.4,2=568,4(mm)
4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: - Lực căng ban đầu: 780.P1.K d F0=
v.Cα . z+Fv= 8,954.0,915.3 +14,2=287,3(N)
Với Fv=qm . v2=0,178.8 , 9542=14,2(N ) (qm=0,178 theo bảng 4.22 ) -
Lực tác dụng lên bánh đai: α1 146,18 °
Fr=2 F0. z. sin( 2 )=2.287,3.3 . sin( 2 )=1649,2(N ) lOMoAR cPSD| 58707906 Thông số Ký Giá trị Đơn vị hiệu
Công suất trên trục dẫn P 1 6,3754 kW Tốc độ quay trục dẫn n 1 950 Vòng/phút Tỉ số truyền u 3,32
Loại đai và tiết diện đai Đai thang tiết diện Ƃ
Đường kính bánh đai nhỏ d 1 180 mm
Đường kính bánh đai lớn d 2 560 mm Số đai z 3 Khoảng cách trục a 6 40,6 mm Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 146,18 ° Lực căng ban đầu F 0 287,3 N Lực tác dụng lên trục F r 1649,2 N
PHẦN 4: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 1.Thông số đầu vào
- Công suất trên trục bánh răng dẫn P1=6,0857 kW
- Tốc đọ quay bánh răng dẫn n1=285,45 vg / ph - Tỉ số truyền u = 4
- Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn T 1=203541 (N . mm)
- Thời gian làm việc Lh=5 ×300 × 2× 6=18000 giờ
2.Chọn vật liệu bánh răng :
+ Bánh dẫn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 280, có σ k 1 = 850(MPa); σ ch1 = 580 (MPa).
+Bánh bị dẫn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =230, có σ k 2= 750(MPa); σ ch2 = 450 (MPa)
3.Xác định ứng suất cho phép :
- Theo công thức 6.1a và 6.1b σ 0Hlim . KHL [σ H ]= SH
σ0Flim . K FC . KFL [σ F ]= SF
Theo bảng 6.2 : ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép: lOMoAR cPSD| 58707906
σ 0Hlim=2HB+70 σ 0Flim=1,8 HB
σ 0Hlim1=2.280+70=630 ( MPa)
σ 0Flim1=1,8.280=504 ( MPa) σ
0Hlim2=2.230+70=530 ( MPa) σ
0Flim2=1,8.230=414 (MPa )
Hệ số an toàn khi uốn và tiếp xúc: SH=1,1 ;
SF=1,75 (bảng 6.2)
K là hệ số ảnh hưởng đặt tải, lấy FC
K FC=1 (tải trọng 1 phía) -
Theo công thức 6.3 và 6.4: Hệ số tuổi thọ: √ K HL=m H NNHOHE √ K FL=m H NNFOFE
Với m , : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350: H mF mH =6 ;mH=6
N HO , N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc và uốn
N HO1=30. HB2,4 => N HO1=30.2802,4=2,24.107
N HO2=30.2302,4=1,4.107
N FO=4.106 với tất cả loại thép N
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương HE , N FE
Khi làm việc với chế độ tải trọng không đổi:
N HE=60. c .n . Lh N
FE=60. c . n . Lh
Với c : là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng, c = 1
N HE1=N FE1=60.1.285,45.18000=3,08 .108>N HO1=2,24.107 → N HE1=N HO1 ¿>K HL
N HE1 3,08 . 108 7 7 N HE2=N FE2= = 4
=7,7.10 >NHO 2=1,4.10 → N HE2=N HO1 lOMoAR cPSD| 58707906
¿>K HL2= KFL Vậy :
σ0Hlim1. K HL1 630.1 [σ H 1]=
SH = 1,1 =572,727( MPa) 0 σ Hlim2 .K HL2 530.1 [σ H 2]=
SH = 1,1 =481,818(MPa)
Với bánh răng trụ trăng nghiêng theo công thức 6.12 ta có: (
MPa)<1,25. [σ H 2]=1,25.481,818=602,273 ( (MPa) (MPa)
Theo công thức 6.13 và 6.14 ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc quá tải:
[σ H ]max=2,8. σch2=2,8.450=1260(MPa)
[σ F ]max1=0,8.σch 1=0,8.580=464(MPa) [σ F
]max2=0,8. σ ch2=0,8.450=360(MPa)
4.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a ba aw H β Trong đó :
K : hệ số phụ thuộc vào cặp bánh răng và loại răng theo bảng 6.5 a Ka=43(MPa )
T : mô men xoắn trên trục 1 của hộp giảm tốc , 1
T 1=203541 (N . mm)
[σ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép , [σ H ]=529,228 ( MPa)
Theo bảng 6.6 chon ❑ba=0,4
K H β : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tải về tiếp xúc
Theo công thức 6.16 ❑bd=0,53.❑ba (u+1)=0,53.0,4 .( 4+1)=1,06 Theo
bảng 6.7 :¿>K H β=1,05 (sơ đồ 6) ¿ Lấy aw=180 mm
5.Xác định thông số ăn khớp, môdul: lOMoAR cPSD| 58707906
Theo công thức 6.17 ta có: m = (0,01÷0,02). a =1,8 w ÷3,6
Theo bảng 6.8 chon chọn môdul m = 2,5 Theo công
thức 6.19, số răng bánh nhỏ : cos8 ° ≥
m . Z1(u+1) ≥cos 20° 2 a w ° ¿ w 1 w m(u+1) m(u+1) cos8 ° cos20° ¿>2.180 .
≥ Z1≥ 2.180 . 2 , 5(4+1) 2 ,5(4+1)
¿>28,52 ≥ Z1≥ 27,063 Chon Z1=28 răng
Số răng bánh lớn tính theo công thức 6.20 :
Z2=Z1 .u=28.4=112
Chọn Z2=112 răng Tỉ số truyền thực Z2 112 ubrtt= Z1= 28 =4
Thỏa điều kiện ∆u=¿ubrtt . %¿¿ Theo công thức 6.18 ° 2 aw 2.180 - Góc ăn khớp °
6.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của bánh răng: H ] Trong đó :
ZM : là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ăn khớp, tra bảng 6.5 ta có: ZM=274 MPa1/3
Z : là hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có: H ZH lOMoAR cPSD| 58707906
β : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, theo công thức 6.35 ta có: b
tan⁡(β¿¿b)=cosαt
. tanβ=cos20,524°.tan13,536°=¿ βb=12,706°¿ ¿
Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo công thức 6.37 và ε
bw=❑ba . aw ε
bw .sin β ❑ba. aw. sin β 0,4.180 . sin13,536 ° 2 , 146 π . π . ¿
Theo công thức 6.38b ¿
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: 2 aw 2.180 dw1= u+1= 4+1 =72mm
K : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.39 H
K H=K Hβ . K Hα . K Hv
K Hβ : hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ta có K Hβ=1,05
K : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số Hα
của K Hα được tra theo bảng 6.14, π . dw1. n π .72.285,45 m K Hα=1,13 với v== =1,076( ) ta có 60000 60000 s
K Hv : hệ số ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.41
K Hv=1+2.Tv H1..KbwHβ.d. wK1Hα =1+v2.HT.❑1.baK.Hβaw. K.dHαw1 Trong đó : √ v a
H=δH . g0 . v . uw
Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9
Theo bảng 6.15 ta chọn δH =0,002
Theo bảng 6.16, với cấp chính xác mức làm việc êm là 9 thì g0=73 lOMoAR cPSD| 58707906 ¿ ¿
¿>K H=1,05.1,13.1=1,18 ¿ ¿4 49,005(MPa)
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (6.1) với HB<350=¿ Zv=0.85.v0,1=0.85.1,0760,1=0,86;
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt
độ nhám Ra=2,5 …1,25 μm, do đó ZR=0,95; với da<700 mm , K xH=1, do đó theo (6,1) và (6,1a):
[σ H ]=[ σH ]. Zv . ZR . K xH=529,228.0,856.0,95.1=432,37( MPa) .100%= .100%=3,847%<4% σH 2 449,005 2 bw=bw
σ ) =0,4.180 .( 432,87 ) =77,467 mm [ H ]
7.Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Theo công thức 6.43 ta có
2.T 1. K F .Y ε .Y β . Y F σ F= bw. m .d w1 Ta có:
Y ε= εα =1,689=0,592 β 13,536 °
Y β=1−140 ° =1− 140 ° =0,903 Z v1= =30,469 Z v 2= =121,877
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x = 0 và z1=30,469 và z2=121,877 ta được :
Y F1=3,8 ;Y F2=3,6
K F=K Fβ . K Fα . K Fv lOMoAR cPSD| 58707906
Theo bảng 6.7 : K Fβ=1,1
Theo bảng 6.14 : K Fα=1,37 vF . bw. dw1
K Fv=1+ 2. T1 . KFβ . KFα
Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có : δF=0,006 ; g0=73 vF ¿
¿>K F=1,1.1,37.1,028=1,549 ¿ (MPa) ¿>(MPa) 1 Ta thấy
σ F1=91,862( MPa)<[ σF 1]=288 (MPa ) σ
F2=87,027 (MPa )<[σ F2]=236,571 (MPa )
Vậy điều kiện độ bền uốn của cặp bánh răng được thỏa mãn.
8.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
Theo công thức 6.48 ta có :
Với σ H=449,005 ; Kqt=1
(MPa)<1260(MPa) Theo
công thức 6.49 ta có :
(MPa)<464(MPa)
(MPa)<360(MPa) Vậy
độ bền quá tải của răng được thỏa mãn. Đường kính vòng chia:
d1=m. Z1/cos β=2,5.28/cos13,536=72,007 mm
d2=m. Z2/cos β=2,5.112/cos13,536=288,029 mm
Đường kính vòng đỉnh bánh răng:
da1=d1+2 m=72,007+2.2, 5=77,007 mm
da2=d2+2 m=288,029+2.2,5=293,029 mm
Đường kính vòng đáy bánh răng:
df 1=d1−2,5 m=72,007−2,5.2,5=65,757 mm df 2=d2−2,5
m=288,029−2,5.2,5=281,779 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng: lOMoAR cPSD| 58707906 2 aw 2.180 dw1= u+1= 4+1 =72mm
dw2=dw1 . u=72.4=288 mm Lực : 2. T1 2.203541 Ft= dw1 = 72 =5653,9 N
Ft . tan α 5653,9 . tan20 ,524 ° Fr=
cos β = cos13,536 ° =2177 N
Fa=Ft . tan β=5653,9 . tan13,536 °=1363,9 N
9.Các thông số khác của bánh răng Thông số Ký Giá trị Đơn hiệu vị Khoảng cách trục aw 180 (𝑚𝑚) Mô đun m 2,5 (𝑚𝑚) Tỉ số truyền u t 4
Chiều rộng vành răng b 72 (𝑚𝑚)
Góc nghiêng (BTRT không có) β 13,536 (độ)
Góc nghiêng (BTRT không có) αtw 20,524 (độ) Số răng bánh nhỏ Z1 28 (𝑟ă𝑛𝑔) Số răng bánh lớn Z2 112 (𝑟ă𝑛𝑔
Đường kính vòng chia bánh d1 72,007 (𝑚𝑚) nhỏ
Đường kính vòng chia bánh d 2 288,029 (𝑚𝑚) lớn
Ứng suất tiếp xúc trên mặt σ H 449,005 (𝑚𝑚) răng
10.Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng Thông số Ký Giá trị Đơn vị hiệu
Công suất trục bánh răng dẫn P1 6,0857 (kW)
Tốc độ quay của trục dẫn n 1 285,45 (vòng/phút)
Mô men xoắn trên trục dẫn T 1 203541 (𝑁𝑚𝑚) Tỉ số truyền u 4
Thời gian làm việc Lh 18000 (giờ) lOMoAR cPSD| 58707906 Khoảng cách trục aw 180 (𝑚𝑚)
Mô đun pháp/ mô đun m 2,5 Tỉ số truyền u t 4
Chiều rộng vành răng b 72 (𝑚𝑚)
Góc nghiêng (BTRT không có) β 13,536 (độ) Góc ăn khớp α tw 20,524 (độ) Số răng bánh nhỏ Z1 28 (𝑟ă𝑛𝑔) Số răng bánh lớn Z2 112 (𝑟ă𝑛𝑔)
Đường kính vòng lăn bánh dw1 72 (𝑚𝑚) nhỏ
Đường kính vòng lăn bánh lớn dw2 288 (𝑚𝑚)
Đường kính vòng đỉnh bánh da1 77,007 (𝑚𝑚) nhỏ
Đường kính vòng đỉnh bánh da2 293,029 (𝑚𝑚) lớn
Đường kính vòng đáy nhỏ df 1 65,757 (𝑚𝑚)
Đường kính vòng đáy lớn df 2 281,779 (𝑚𝑚)
Ứng suất tiếp xúc trên mặt σ H 449,005 (𝑀𝑃𝑎) răng Lực tác ăn khớp Lực vòng F t 5653,9 (𝑁) Lực hướng tâm F r 2177 (𝑁)
Lực dọc trục (BTRT không có) F a 1363,9 (𝑁)
PHẦN 5: KHỚP NỐI TRỤC 1.Thông số đầu vào
Mô men xoắn danh nghĩa cần truyền, T = T2 = 785796 𝑁𝑚𝑚 2.Chọn nối trục
Chọn nối trục vòng đàn hồi vì nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế,
làm việc tin cậy, do đó được dùng rộng rãi Chọn vật liệu:
- Nối trục làm bằng gang CH21-40 vòng đàn hồi bằng cao su
- Vật liệu chốt - thép 45 ứng suất uốn cho phép của chốt [ σ ] = 75 MPa u
- Vòng đàn hồi bằng cao su, ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ ]d= 3,5 MPa.
3.Tính kiểm nghiệm bền
Theo công thức 16.1 :
T t=k .T ≤[T ]
k=1,5- hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng 16.1(2, tr.58) lOMoAR cPSD| 58707906
=> Tt =1,5. 785796 = 1178694 (N.mm) = 1178.694 (N.m) d=
Theo bảng 16.10 chọn kích thước khớp nối trục vòng đàn hồi như sau: T d D dm d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 1000 50 210 120 100 160 8 2850 6 70 40 36 40 T dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 1000 18 M12 25 80 42 20 36 2
-Kiểm nghiệm điều kiện độ bền dập : 2.k .T 2.1,5.785796 σd =
Z . D0. dc . l3 =
8.160 = 2,842 MPa < [σd] = 3,5 MPa
-Kiểm nghiệm điều kiện độ bền chốt : l2 - l0=l1+2 = 52 k . T . l0 1,5.785796.52 σu = = = 82,106 MPa 3 . Z 0,1.18 .160.8
Lực hướng tâm nối trục : F T
rnt= (0,2÷0,3).2.Do = 0,24.
2. 785796 = 2357,388 (N)
PHẦN 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC Thông số đầu vào
Lực tác dụng lên bộ truyền đai, 𝐹𝑟đ = 1649,2 𝑁
Góc nghiêng bộ truyền đai, α = 20,524°
Lực nối trục, 𝐹𝑟𝑛t = 2357,388 𝑁
Lực tiếp tuyến bộ truyền bánh răng, 𝐹𝑡 = 5653,9 𝑁 lOMoAR cPSD| 58707906
Lực hướng tâm bộ truyền bánh răng, 𝐹𝑟 = 2177 𝑁
Lực dọc trục bộ truyền bánh răng, 𝐹𝑎 = 1363,9 𝑁
Đường kính vòng lăn bánh dẫn, d1 = 72,007 𝑚𝑚
Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn, d2 = 288,029 𝑚𝑚
1.Chọn vật liệu chế tạo trục
Chọn thép 45 có các ứng xuất : σ b = 850 MPa; σ ch = 580 MPa;
2.Xác định tải trọng tác dụng lên trục :
Sơ đồ phân tích lực :
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng theo công thức 10.1/(1, tr. 184): 2T 1 2.203541
Lực vòng: Ft1= dw 1 = 72 = 5653,916 (N) Lực hướng tâm: Fr1 =
Ft1 . tg( atw)=5653 , 916 .tg (20,524)
=2177,085 (N ) cos( β ) cos (13,536 )
Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1.tg(β) = 5088.tg(13,536) = 1361,142 (N)