Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy

w Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph Thời gian làm việc t = 60000 Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ. Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Để chọn động cơ điện ta đi tính công suất cần thiết của động cơ : Nct = Trong đó: N: công suất máy khuấy. Ta có: η = ηđ. ηrc. ηrt. η3ol. ηk Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai ηrc = 0,95 : hiệu suất bộ truyền bánh côn ηrt = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối vậy: η = 0,96. 0,95. 0,96. 0,993. 0,99 = 0,841 do đó: Nct = =10,7 (kw) Vậy ta phải trọn công suất của động cơ lớn hơn công suất cần thiết. Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ: nsb = nmk. Uh. Uđ với nmk: số vòng quay trục máy khuấy. Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai. Theo đề bài ta có: nmk = 60 (vg/ph) Mà : Uh : (8…15) Uđ : (3…5) à nsb = 60.(8…15).(3…5) = (1440…4500) Từ đó ta chọn động cơ AOC2 - 52 -2 có các thong số kỹ thuật như sau: Công suất Nđc = 13 (kw) Số vòng quay của đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph) Hiệu suất làm việc: η = 83,5% Khối lượng: m = 110 (kg) II/PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung: U = = = = 45,5 Trong đó: nđc = 2730 (vg/ph) số vòng quay trục động cơ. Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy. Mà ta cũng có: U = Uđ. Uh Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai. à Uh = = = 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh răng. Ta cần xác định tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm của hệ thống truyền động bánh răng dựa vào các thông số sau: kbr = 0,25 : hệ số chiều rộng vành răng. Ck = 1,1; ψ = 1,2; [ko1] =[ko2] à λ = = = 14,4 à λk. λ3k = 1,44.(1,1)3 = 19,2. Dựa vào đồ thị ta tìm được tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh là: Ucn = - Xác định các thông số: + Công suất các trục: Trục 3 : N3 = (kw) Trục 2: N2 = (kw) Trục 1: N1 = == 10,27 (kw) + Số vòng quay các trục: Trục 1: n1 = (vg/ph) Trục 2: n2 = == 222 (vg/ph) + Momen xoắn trên các trục: Trục 1: T1 = 9,55. . (Nmm) Trục 2: T2 = 9,55.10.=9,55. (Nmm) Trục 3: T3 = 9,55. (Nmm) Kết quả ta có bảng thông số sau: Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất (kw) 13 10,27 9,66 9,18 Tỷ số truyền U 3,3 3,73 3,7 Số vòng quay n (vg/ph) 2730 827 222 60 Mômen xoắn T (Nmm) 118595,5 415554 1461150 CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI I/ CHỌN LOẠI ĐAI Chọn loại đai thang thường tiết diện Ђ. II/ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm Vận tốc đai: vđ = nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = (25 ¸ 30) (m/s) Đường kính bánh đai lớn: Trong đó: Uđ = 3,3 là tỷ số truyền cỉa bộ truyền đai. D1 = 180 (mm) là đường kính của bánh đai nhỏ. ε = 0,02 hệ số trượt của đai. Vậy ta chọn d2 = 560 (mm) Tỷ số truyền thực tế: Sai lệch tỷ số truyền: (thỏa mãn). Tính sơ bộ khoảng cách trục a : Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện: 0,55.( + 1 0,55.(180+560)+10,5 1 4,17 Chọn as = 1000 (mm). Chiều dài đai: Chọn L = 3150 (mm) Số vòng chạy của đai: i = Ta cần xác định lại khoảng cách trục a: a = với à a = Góc ôm của đai: Sồ đai: z = Trong đó: Pđc = 13 kw ; kđ = 1,25 ; [P0 ] = 6 kw = 157,80 à Cα = 0,945 à CL 1,07 μ =3,3 à Cu = 1,14 à Cz = 0,945 Vậy z = . Vậy ta chọn số đai z = 3 Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 2. 1,25 = 63 (mm) -Đường kính ngoài bánh đai: (mm) III/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. Lực căng trên một đai: Trong đó: (định kỳ điều chỉnh lực căng) Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng một m chiều dài đai. à Fv = 0,178.25,72 =117,6 (N) Do đó : Lực tác dụng lên trục: Kết quả ta có bảng thống kê sau: (bảng 1) Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị Tiết diện đai Đường kính bánh đai nhỏ Vận tốc đai Đường kính bánh đai lớn Tỷ số truyền Tỷ số truyền thực tế Sai lệch tỷ số truyền Khoảng cách trục sơ bộ Chiều dài đai tính toán Chiều dài đai tiêu chuẩn Số vòng chạy của đai Khoảng cách trục chính xác Góc ôm trên bánh đai nhỏ Công suất cho phép Số đai cần thiết Số đai chọn Chiều rộng bánh đai Đường kính ngoài bánh đai Lực căng ban đầu Lực tác dụng lên trục Các hệ số d1 v d2 Uđ Uđt U a Lt L i a z z B kđ B 180 25,7 560 3,3 3,17 3,9 1000 3197,7 3150 8,2 976 157,8 6 2,5 3 63 188,4 292 1717 1,25 0,945 1,07 1,14 0,945 mm m/s mm % mm mm mm 0 Kw mm mm N N CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I/ Chọn vật liệu. Bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 và có: Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện, đọ cứng đạt HB2 = 240 và có: II/ Xác định ứng suất cho phép. Với: zR: hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc. zV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vạnn tốc vòng. kxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Sơ bộ ta thấy: zR. zV. xH = 1 Và : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng nhỏ. : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng lớn. SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. : hệ số tuổi tyhọ khi xét ứng suất tiếp xúc. mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30. 2552,4 = 1,97. 107 NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30. 2402,4 = 1,55. 107 Và NHE = 60. c. n. tlv.: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Với C : số lần ăn khớp N : số vòng quay của bánh răng đang xét. Tlv: tổng thời gian làm việc Ti : momen xoắn C : chu kỳ làm việc Ta có: Ta có : và Vậy Ứng suất cho phép: Trong đó: YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám của mặt lượn chân răng. YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. kxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến dộ bền uốn. Sơ bộ ta thấy: YR.YS.kxF = 1. Ta có: : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng nhỏ. : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng lớn. SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn. kFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải : hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền. Với : mF =6 : bậc của đường cong mỏi khi xét về uốn. NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. Ta có: = Ta có: và = > kFL = 1 Vậy Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng nhỏ : Bánh răng lớn: III/ Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng. 1/ Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài. Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ đọng được được xác định hteo độ bền tiếp xúc: Trong đó: hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng . : Tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh. : Hệ số chiều rộng vành răng. : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành bánh răng côn, dựa vào trị số: : mômen xoắn tren trục bánh răng côn nhỏ. : Ứng suất tiếp xúc cho phép Vậy: 2/ Xác định các thông số ăn khớp. Số răng bánh nhỏ: Vậy ta chọn: ( răng) Tính đường kính trung bình và môđun trung bình: Xác định mô đun : chọn góc nghiêng , tính ra mô đun pháp trung bình: Vậy ta chọn mô đun tiêu chuẩn là Tính lại mô đun trung bình và đường kính trung bình: Xác định số răng bánh lớn và góc côn chia: Số răng bánh lớn: Vậy ta chọn: (răng) Xác định lại tỷ số truyền: Sai lệch tỷ số truyền: Góc côn chia: Số răng tương đương: 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. : hệ số kể đến bề dạng hình dạng bề mặt tiếp xúc. : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, Với : với hệ số trùng khớp ngang. Ta có: : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Ta có : Với : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đoi răng đồng thời dựa vào trị số của vận tốc vòng. : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: Trong đó: Với: : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai bước răng. : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ. : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. : chiều rộng vành răng. : ứng suất tiếp xúc cho phép. Vậy => => => 4/ Kiểm nghiệm tăng về độ bền uốn. Trong đó: : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. : môđun pháp trung bình. : chiều rộng vành răng. : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ. : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Đường kính chia ngoài: 2,87.27 = 78 (mm) Với Chiều cao răng ngoài: Chiều cao đầu răng răng ngoài: Chiều cao chân răng ngoài: Đường kính đỉnh răng ngoài: Góc chân răng: Góc côn đáy: Góc côn đỉnh: Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng: -Khoảng lệch tâm của bánh răng côn tiếp tuyến: Góc nghiêng của răng ở mặt mút: Kết quả tính ta có bảng thống kê sau: (bảng 2) Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị Chiều dài côn ngoài 150 mm Chiều rộng vành răng b 37,5 - Chiều dài côn trung bình 131,25 - Đường kính chia ngoài 78 290 - Góc côn chia ( lăn ) 14058’0” 7502’0” Chiều cao răng ngoài 5,78 mm Chiều cao đầu răng ngoài 3,5 1,7 - Chiều cao chân răng ngoài ,28 4,08 - Đường kính đỉnh răng ngoài 84,8 290,9 - Góc chân răng 0052’15” 1033’29” - Góc côn đỉnh 16,52478 75,90411 Góc côn đáy 14,09589 73,47522 Đường kính trung bình 74,52 253,75 mm Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng 144 37 - Mô đun vòng trung bình 2,76 - Mô đun pháp trung bình 2,5 - Khoảng lệch tâm bánh răng côn tiếp tuyến Góc nghiêng của răng ở mặt nút IV/ thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. 1/ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. Tính sơ bộ khoảng cách trục: Trong đó: :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ăn khớp. : mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động. : hệ số kể đến sự pohân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc. : ứng suất tiếp xúc cho phép. : tỷ số truyền. chọn => 2/ Xác định các thông số ăn khớp. Xác định mô đun: Chọn m = 3 Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x. Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng , ta có số răng bánh nhỏ: Chọn : Khi đó số răng bánh lớn:; Chọn răng Do đó tỷ số truyền thực tế là: Sai lẹch tỷ số truyền : Tổng số răng: Xác định lại khoảng cách trục a: Vậy chọn Xác định hệ số dịch chỉnh: Hệ số dịch chỉnh tâm: Hệ số : Hệ số giảm đỉnh răng: Tổng hệ số dịch chỉnh: Hệ số dịch chỉnh các bánh 1 và 2: Góc ăn khớp: Xác định các thông số khác: - đường kính chia: - Khoảng cách trục chia: - Đường kính lăn : - Đường kính đỉnh lăn: - Đường kính đáy răng: - Đường kính cơ sở: Góc ăn khớp: ( vì β = 0 nên αt = α = 200 ) 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc: Trong đó : zM = 274 (MPa1/3) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. zH = 1,58 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với: Với εα là hệ số trùng khớp ngang, ta có: εα = = kH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. = 1 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Trong đó: vH = với v là vận tốc vòng được tính : v = δH = 0,004 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. kH = 1,07.1.1,35 = 1,4445 Với aw = 240 (mm) là khoảng cách trục. T2 = 415554 (Nmm) mômen xoắn trên trục bánh chủ động. Um = 3,68 là tỷ số truyền. bw = ψba.aw = 0,4.240 = 96 (mm) là chiều rộng vành răng. Do đó: 4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng: Trong đó: Yε=: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. : hệ số dạng răng của bánh 1 dựa vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh x1 : hệ số dạng răng của bánh 2 dựa vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh x2 kF: hệ số tải trọng khi tính về uốn: kF = kFβ. kFα. kFv với : kFβ = 1,16 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. kFα =1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. kFv : hệ số kể đến otải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, ta có: Trong đó: Với : v = 1,95 (m/s) vận tốc vòng. δF = 0,011 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch kích bước răng. Do đó: 5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp cực đại không vượt quá giá trị cho phép. CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN I. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu dung để chế tạo trục truyền là thép 45 tôi cải thiện. II. Tính toán thiết kế trục. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. Lực tác dụng của bộ truyền đai: Fd = 1717 (N) (đã tính ở phần thiết kế bộ truyền đai). Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục bao gồm ba thành phần: lực vòng Ft , lực hướng tâm Fr , lực dọc trục Fa ( như hình vẽ ). Đối với trục 1: lực vòng Ft1, lục hướng tâm Fr2, lực dọc trục Fa1. Đối với trục 2: lực vòng Ft2 , lực hướng tâm Fr2 , lực dọc trục Fr3 và lực vòng Ft3 , lực hướng tâm Fr3 , lực dọc trục Fa3. Đối với trục 3: lự vòng Ft4 , lực hướng tâm Fr4 , lực dọc trục Fa4 . Và ta tính trị số của các lực như sau: Trong đó: dm1 = 74,52 mm : đường kính trung bình của bánh nhỏ. T1 = 118595,9 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. = 250 : góc nghiêng vủa bánh răng. = 200 : góc ăn khớp. = 14,96672 : góc côn chia bánh răng côn nhỏ. T2 = 41554 ( Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng trụ nhỏ. dw1 = 102,64 (mm): đường kính vòng lăn bánh răng trụ nhỏ. = 20057’42’’: góc nghiêng của răng. Lực tác dụng của khớp nối: Ta chọn khớp nối là khớp nối vòng đàn hồi, dựa vào mômen xoắn trên trục T3 ta chọn khớp có đường kính D = 250 mm, D0 = 180 mm. Khi đó xác định lực do khớp nốitác dụng lê trục: => chọn Fk = 4000 (N) 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo: Trong đó: dk : đường kính của trục thứ k. Tk: momen xoắn trên trục thứ k, với T1 = 118595,5 (Nmm); T2 = 415554 (Nmm) : ứng suất cho phép. Với = 20 (MPa); = 25 (MPa); = 30 (MPa). 3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Từ đường kính ta có thể xác định gần đúng chiều dài ổ lăn: b01= 19; b02 = 25; b03=31. - Chiều dài mayơ bánh đai: lmd = lml2 = (1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5).31 = 37,2…46,5 (mm) Vậy chọn lml2 = 42 (mm) - Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: lm13 = (1,2…1,4)d1 = (1,2…1,4).31 = 37,2…43,4 (mm) Chọn lm13 = 40 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn: lm22 = (1,2…1,4)d2 = (1,2…1,4).42 = 52,8…61,6 (mm) Chọn lm22 = 56 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ: lm23 = (1,2…1,5)d2 = (1,2…1,5).44 = 52,8…66 (mm) Chọn lm23 = 59 (mm) - Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn: lm32 = (1,2…1,5)d3 = (1,2…1,5).62 = 74,4…93(mm). Chọn lm32 = 84 (mm) - Chiều dài mayơ của khớp gối: lmk = (1,2…2,5)d3 = (1,2…2,5).62 = 74,4…155 (mm). Chọn lmk = 115 (mm). Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10. Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15. Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 16. Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục 1: l11 = (2,5..3)d1= (2,5…3).31=75,5…93 (mm). Chọn l11 = 85 (mm) Khoảng côngxôn trên trục 1: lc12= 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(42 + 19) +15 + 16 = 61,5 (mm). Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ngoài đến tiết diện chứa bánh đai trên trục 1 : l12 = -lc12 = -61,5 (mm) . - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ngoài đến tiết diện chứa bánh răng côn nhỏ trên trục 1: l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 – b13cos) = 85 + 12 + 10 + 40 + 0,5(19 – 37,5.cos14,96672) = 138,4 (mm). - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng trụ nhỏ trên trục 2: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5(57 + 25) + 12 + 10 = 63 (mm). Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng côn lớn trên trục 2: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos) + k1 = 63 + 0,5(57 + 37,5cos75,03328) +12 = 108,3 (mm). - Khoảng cách từ : l21= lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 3k2 = 57 + 59 + 25 + 3.12 + 2.10 = 197 (mm). Khoảng côngxôn trên trục 3: lc33 = 0,5.(lmk + bo3) + k3 + hn = 0,5.(115 + 31) + 25+16 = 104 (mm). 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Tính toán trên trục 1: + Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Theo trục y ta có: Và: Tương tự trên trục x ta cũng có: Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục: - Tại tiết diện 10 ( chứa ổ lăn ngoài): Chọn d10 = 35 (mm) Tại tiết diện 11 ( chứa ổ lăn trong ): Chọn d11 = 35 (mm) Tại tiết diện 12 ( tiết diện chứa bánh đai ): Chọn d12 = 30 (mm). Tại tiết diện 13 (tiết diện có bánh răng côn): Chọn d13 = 30 (mm). Tính toán trên trục 2: + Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Theo trục y ta có: Và: Tương tự trên trục x ta có: Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và đường kính trục: Tại tiết diện 20 (chứa ổ lăn): Chọn d20 = 45 (mm) - Tại tiết diện 22 (tiết diện chứa bánh răng trụ): Chọn d22 = 55 (mm) Tại tiết diện 23 (tiết diện có bánh răng côn): Chọn d23 = 55 (mm). Tính toán trên trục 3: Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Theo trục y ta có: Tương tự trên trục x ta cũng có: Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục:+ Tại tiết diện 31 (chứa ổ lăn): Chọn đường kính tiết diện đai 31 : d31 = 70 (mm) - Tại tiết tiện 32 (chứa bánh răng trụ lớn): Chọn đường kính tiết diện 32: d32 = 75 (mm) - Tại tiết diện 33 (tiết diện chứa khớp nối): Chọn đường kính tiết diện 33: d33 = 65 (mm) Hình vẽ biểu diễn các lực tác dụng, biểu đồ momen, và xác định đường kính trục được thể hiện ở các trang tiếp theo: III. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: = 1,5…2,5 : hệ số an toàn cho phép : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: Vật liệu chế tạo trục là thép 45 nên ta chọn = 600 MPa ( bảng 10.6 TL [2]) = 0,436 = 0,436. 600 = 261,6 MPa : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng = 0 : biên độ trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện thứ j = 0,05, = 0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. : mô men uốn tổng trên tiết diện j :biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j Tại những đoạn trục có rãnh then: Tại những đoạn trục có tiết diện tròn: Như vậy ta có bảng sau: Tiết diện d Mj Tj b´h t1 Wj Woj 12 30 102710 118599 10´8 5 2130 4780,6 2,4 13 30 65727 118599 10´8 5 2130 4780,6 8,91 22 55 283710 589185 16´10 6 13411 28870 29,76 23 55 100347 443647 16´10 6 13411 28870 15,37 33 70 0 15291999 20´12 7,5 33607 67281 227,3 Trong đó : Kx = 1,06 : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Ky = 2 : hệ số tăng bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng trên bề mặt . : hệ số tăng kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số này phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. IV. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn như khi mở máy) cần kiểm tra trục về độ bền tĩnh. Trong đó: ; ; Mmax ; Tmax : mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. : giới hạn chảy của vật liệu trục IV. Kiểm nghiệm trục về độ cứng. 1. Tính độ cứng uốn. Khi độ võng quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ. Do vậy t a có điều kiện: ; : độ võng cho phép = 0,01 m đối với bánh răng trụ; = 0,005 m đối với bánh răng nghiêng : góc xoay (hoặc góc nghiêng của đường đàn hồi trục) cho phép. 2. Tính độ cứng xoắn. V. Tính mối ghép then. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: Trong đó: : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán d : đường kính trục T: momen xoắn trên trục lt , b, h, t : kích thước = 150 MPa : ứng suất dập cho phép = 60 – 90 : ứng suất cắt cho phép Các thông số tính toán về then: Tiết diện Đường kính trục Kích thướctiết diện then Chiều sâu rãnh then Chiều dài then Momenxoắn ứng suấtdập Ứng suất cắt d b h t1 t2 lt T(Nmm) 12 30 10 8 5 3,3 36 118599 60,3 22 13 30 10 8 5 3,3 36 118599 60,3 22 22 45 16 10 6 4,3 50 589185 67,1 39,1 23 45 16 10 5,5 3,8 56 443647 79,1 18 32 75 20 12 7,5 4,9 70 1529199 116,4 291,3 Như vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt CHƯƠNG V : Ổ LĂN I. Chọn loại ổ lăn. 1. Tính toán các lực. Lực dọc trục: Fat1= Fa1 = 1764 N Fat2 = Fa2 = 852 N Fat3 = 0 N Lực hướng tâm: 2. Chọn loại ổ lăn: : chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7307 với D= 80 mm, B = 19 mm, T = 22,75 mm, r = 2,5 mm, r1 = 1 mm, α = 120 , C = 48,1 kN, C0 = 35,3 kN. : chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7309 với D= 100 mm, B = 25 mm, T = 27,25 mm, r = 2.5 mm, r1 = 1 mm, α = 10.830 , C = 76,1 kN, C0 = 59,3 kN : tuy không chịu tác dụng của lực dọc trục nhưng yêu cầu chịu tải tương đối lớn nên ta chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7310 với D= 150 mm, B = 31 mm, T = 38 mm, r = 3,5 mm, r1 = 1,2 mm, α = 11,670 , C = 168 kN, C0 = 137 kN. II. Kiểm nghiệm khả năng tải động. Khả năng tải động được tính theo công thức: Trong đó: m = 10/3 : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn : tuổi thọ của ổ lăn tính bằng triệu vòng quay Với Lh= 12000 giờ : tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Q : tải trọng động qui ước : Q = (XVFr – YFa)ktkd V = 1 : hệ số vòng trong quay kt = 1 :P hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kd = 1 hệ số kể đến đặc tính tải trọng X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục Fa : tổng các lực dọc trục : Fa = Fat + Fs Với Fs = 0,83 eFr e = 1,5 tgα Ta có bảng sau: Trục E Fs Fa Fa/VFr X Y Q n L Cd 1 0,32 1180 2944 0,56 0,4 1,88 2267 780 561,6 32 2 0,31 995 1847 0,4 0,4 1,94 3651 205,3 47,8 39 3 0,30 1575 1575 0,44 1 0 3641 205,3 43,2 34 Như vậy các ổ lăn thỏa yêu cầu về bền. CHƯƠNG VI TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC 1. Chiều dầy thân hộp. δ = 0,03. a + 3 = 0,03. 240 + 3 = 10,2 Lấy δ = 10 mm Nắp hộp δ1 = 0,9 . δ = 9 mm Gân tăng cứng e = (0,8 ÷ 1) δ = 10 mm 2. Đường kính. Bulông nền d1 >0,04a +10 > 12 ==> d1 = 20 mm Bulông cạnh ổ d2 = (0,7 ÷ 0,8 )d1 = 16 mm Bulông ghép bích và thân d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 14 mm Vít ghép nắp ổ d4 = (0,6 ÷ 0,7 )d2 = 10 mm Vít ghép cửa thăm d5 = (0,5 ÷ 0,6 )d2 = 9 mm 3. Mặt bích ghép nắp và thân. Chiều dày bích hộp S3 = (1,4 ÷ 1,8 )d3 = 20 mm Chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9 ÷ 1)d3 = 12 mm Bề rộng bích nắp và thân K3 = K2 – ( 3÷ 5) = 47 mm 4. Kích thước gối trục. Đường kính trục ngoài và tâm lỗ vít D3 = 90 mm, D2 = 75 mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1.6. d2 = 1,6. 16 = 25,6 mm và R2 = 1,3. d2 = 20,8 mm Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ C = D3/2 = 37,5 mm Bề rộng mặt ghép bulông cạnh K2 = E2 + R2 + ( 3÷ 5) = 50 mm Chiều cao h = 8 mm TRỤC 1 TRỤC 2 TRỤC 3 D2 94 mm 118 mm 168 mm D3 115 mm 144 mm 194 mm d4 M8 M10 M10 Z 6 6 6 5. Mặt đế hộp. Chiều dày S1 = (1,3 ÷ 1,5 )d1= 28 mm Bề rộng mặt đế hộp K1 = 3d1 = 60 mm, và q = 85 mm 6. Khe hở giữa các chi tiết. Giữa bánh răng với thành hộp . Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Số lượng bulông nền Z = 6 CHƯƠNG VII KHỚP NỐI - BÔI TRƠN Ta dùng khớp nối bôi trơn để nối trục hộp giảm tốc với trục máy khuấy với các số liệu: N = 8 Kw , n = 70 Then b = 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, k = 6,2 Đường kính trục ra của hộp giảm tốc và trục máy khuấy d = 65 mm 1- Mômen xoắn truyền qua nối trục: Mx = 9,55. 106.M2/n = 9,55.106.9,612/ 60 = CHƯƠNG VIII DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: Dung sai và lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ nên ta chọn kiểu lắp trung H7/k6. Dung sai và lắp ghép ổ lăn: Vòng trong ổ chịu tỉa tuần hoàn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vòng ngoài không chịu quay nên chịu tải cục bộ. Để ổ mòn đều, và có thể dịch chuyển khi làm việc do nhiệt độ tăng, ta chọn chế độ lắp trung gian H7. Đối với ổ ở đầu vào và đầu ra của hộp ta sử dụng chế độ lắp k6 vì trục hai đầu này nối với khớp nối và lắp bánh đai ta cần độ đồng trục cao hơn. Lắp vòng chắn dầu lên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để