Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng.
Trang 1Phần IV
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU VÀ SỨC BỀN TOÀN MÁY
Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng
Từ phương án thiết kế đã chọn và trên cơ sở máy mẫu, ta có thể thiết lập được mô hình dẫn động của máy như sau:
Hình 28 – Sơ đồ dẫn động máy sàng 1-động cơ điện ; 2 - bộ truyền đai ; 3 - trục lệch tâm ;
4 – bánh răng ; 5 - vỏ máy Trong sơ đồ trên, bộ truyền đai (2) truyền chuyển động từ động cơ đến trục lệch tâm thứ nhất.Chuyển động này sẽ được truyền qua cặp bánh răng (4) đến trục thứ hai Do yêu cầu của máy khi hoạt động là hai khối lệch tâm phải quay với cùng tốc độ và ngược hướng nhau Do đó, cặp bánh răng (4) phải được thiết kế để đảm bảo yêu cầu trên Yêu cầu này sẽ được xem xét cụ thể khi thiết kế các bộ truyền động
I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI:
A
1
2
Hình 29 - Bộ truyền đai
5 4
3
Trang 2Vì trong quá trình máy hoạt động có xảy ra rung động, do đó để đảm bảo máy hoạt động ổn định và an toàn thì bộ truyền đai là một lựa chọn phù hợp
Khi thiết kế bộ truyền đai dẫn động cho máy, ta chọn bộ truyền đai hình thang bởi các ưu điểm của nó so với các loại truyền động đai khác Bộ truyền đai hình thang có các sợi dây bện chịu kéo và chịu co dãn tốt, nhờ tác dụng chêm của đai vào bánh đai nên ma sát giữa đai và bánh đai tăng lên, hạn chế hiện tượng trượt Ngoài ra, đai thang được chế tạo thành vòng liền, do đó làm việc êm hơn đai dẹt có mối đai
1.Chọn loại đai:
Đai hình thang được chia làm bảy loại theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: O,
A, Б, B, Г, Д, E Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hoá Với công suất truyền động 5,5 kW, giả thiết vận tốc đai v > 10 m/s Tra bảng 5-13-Thiết kế chi tiết máy-[1], ta thấy loại đai Б là thích hợp
Tra bảng 5-11,[1], ta có các kích thước của đai được chọn như sau:
a
a0
a
a0 = 14 mm; h = 10,5 mm; a = 17 mm; h0 = 4,1 mm; F = 138 mm2
Đường kính bánh đai nhỏ D1 được chọn theo bảng 5-14[1], tuỳ thuộc loại đai Với loại đai Б đã chọn, dựa vào bảng 5-14, ta chọn đường kính bánh nhỏ:
D1 = 140 mm ; Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:
v = D n v ( 30 35 )m/s
1000 60
.
max 1
1
; Trong đó: D1- đường kính bánh đai nhỏ
n1- số vòng quay trong một phút của trục dẫn
Ta có:
v = 10 , 62 (m/s) v ( 30 35 )m/s
1000 60
1450 140
Ta thấy vận tốc tính được phù hợp với giả thiết ban đầu về vận tốc đai.Do đó, loại đai được chọn là phù hợp.Đồng thời vận tốc v cũng thoã mãn điều kiện đã đề ra Tính đường kính bánh đai lớn D2:
Trang 3Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo công thức:
D2 = i.D1.(1-ξ););
Trong đó: i- tỉ số truyền của bộ truyền đai; i = 3 (đã chọn ở phần trước)
D1 - đường kính bánh đai nhỏ ξ); - hệ số trượt; với đai hình thang ξ); = 0,02
Suy ra: D2 = 3.140.(1-0,02) = 411,6 mm
D1, D2 là các đường kính qua lớp trung hoà của đai ( khi đai vòng qua bánh ), cũng
là các đường kính danh nghĩa của bộ truyền đai hình thang, chúng được dùng trong tính toán bộ truyền.Chúng được chọn theo tiêu chuẩn
Do đó, căn cứ vào các giá trị kích thước tiêu chuẩn của bánh đai hình thang được cho trong bảng 5-15 [1], ta chọn:
D2 = 400 mm
Vậy, kích thước của bánh đai dẫn và bánh đai bị dẫn: D1 = 140 mm, D2 = 400 mm Kiểm nghiệm số vòng quay thực '
2
n của trục bị dẫn:
) / ( 35 , 497 1450 400
140 ).
02 , 0 1 ( ).
1
2
1 '
D
D
Số vòng quay yêu cầu:
n2 = 14503 = 483,33 (vg/ph) Sai lệch tương đối của số vòng quay thực và số vòng quay yêu cầu:
Giá trị sai lệch này phải nhỏ hơn giá trị sai lệch cho phép là [c%] = 3÷5% Nếu lớn hơn giá trị này, ta phải chọn lại đường kính đai sao cho gần với số vòng quay yêu cầu hơn
35 , 497
33 , 483 35 , 497
' 2 2
'
n
n n
Như vậy, giá trị sai lệch này nằm trong giới hạn cho phép.Các giá trị đã chọn của bánh đai là hợp lý
Tỉ số truyền thực tế:
itt = 2,915
35 , 497
1450
' 2
n n
3.Sơ bộ chọn khoảng cách trục:
Khoảng cách trục A phải thoã mãn điều kiên:
0,55.(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2.(D1+D2) ; mm Trong đó: h- chiều cao của tiết diện đai, h = 10,5 mm
) 400 140 (
2 5
, 10 ) 400 140 (
55 ,
1080 5
,
307
Từ kết quả tính toán trên, ta sơ bộ chọn khoảng cách trục A:
A = 500 mm
Trang 44 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A:
Theo khoảng cách trục A đã chọn sơ bộ, ta tính ra chiều dài đai L theo công thức:
A
D D D D A
L
4
) (
) (
2 2
2 1 2 2
1
; mm
) ( 03 , 1882 500
4
) 140 400 ( ) 400 140 (
2 500 2
2
mm
Dựa vào bảng 5-12 [1], ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn:
L = 2000 mm
Đây là chiều dài qua lớp trung hoà của đai, được sử dụng trong tính toán
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1(s):
u = umax 10 (vg/s)
L
v
Với: v - vận tốc đai; v = 10,62 m/s
L- chiều dài đai; L = 2000 mm
max
) / ( 31 , 5 2
62 , 10
u s vg
Vậy, đai làm việc bảo đảm độ bền
Xác định chính xác khoảng cách trục A:
8
) (
8 )]
( 2 [ ) (
1 2
2 1 2 1
D L
07 , 675 8
) 140 400 (
8 )]
140 400 (
2000 2 [ ) 140 400 (
2000
.
mm
Về kết cấu, cần bố trí bộ truyền sao cho có thể di động bánh đai theo hai phía: giảm khoảng cách trục một khoảng 0,015L để mắc đai, tăng thêm khoảng cách trục 0,03L để tạo lực căng
5.Kiểm nghiện góc ôm:
Điều kiện: α1≥120º
Tính góc ôm α1 theo công thức:
0 1 2 0
A
D
D
0 0
0
07 , 675
140 400
180
So sánh với điều kiện trên, ta thấy điều kiện đã được thoã mãn
Tính góc ôm α2 theo công thức:
0 1 2 0
A
D
D
0 0
0
07 , 675
140 400
180
6.Xác định số đai cần thiết:
Số đai Z được định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai
Trang 5F C C C v
N Z
v t
p] [
1000
Trong đó:
N- công suất động cơ; N = 5,5 kW
v- vận tốc đai; v = 10,62 m/s
[σp]0- ứng suất có ích cho phép, N/mm2.Ta chọn trị số ứng suất căng ban đầu σ0 = 1,2 N/mm2.Tra bảng 5-17 [1], ta được [σp]0 = 1,51 N/mm2
Ct- hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng; tra bảng 5-6, ta được Ct = 0,7
Cα- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng 5-18, ta được Cα = 0,95
Cv- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19, ta được Cv = 1
7 , 3 138 1 95 , 0 7 , 0 51 , 1 62 , 10
5 , 5 1000
Z
Căn cứ vào tính toán trên, ta chọn số đai: Z = 4 (đai)
Chiều rộng bánh đai:
B = (Z-1)t + 2S Đường kính ngoài:
Dn1 = D1 + 2h0
Dn2 = D2 + 2h0
Với các kích thước t, S, h0 tra trong bảng 10-3-TKCTM
Ta có: t = 20 mm; S = 12,5 mm; h0 = 5 mm
Suy ra:
B = (4-1)20 + 2.12,5 = 85 mm
Dn1 = 140 + 2.5 = 150 mm
Dn2 = 400 + 2.5 = 410 mm
B t s
8.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S0 = σ0.F
Trang 6Với: σ0 = 1,2 N/mm2 đã chọn trước.
F- diện tích đai; F = 138 mm2 Suy ra:
S0 = 1,2.138 = 165,6 (N) Lực tác dụng lên trục:
) ( 85 , 1950 2
05 , 158 sin 4 6 , 165 3 2 sin 3
0 1
S
II.THIẾT KẾ BỘ GÂY RUNG CÓ HƯỚNG:
1.Phương án thiết kế:
Như ta đã biết, yêu cầu của bộ phận gây rung là tạo được dao động có hướng với lực đủ lớn để máy hoạt động được Về hướng của lực gây rung, có thể tạo ra được nhờ
Trang 7phương án cho hai khối lệch tâm quay đồng tốc, ngược chiều nhau Về cường độ lực gây rung, chúng phụ thuộc vào các thông số của khối lệch tâm Giá trị này ta có thể kiểm soát được nhờ điều chỉnh các giá trị của khối lệch tâm.Vấn đề còn lại là taọ ra được dao động có hướng ổn định trong quá trình máy hoạt động Yêu cầu này chỉ có thể đáp ứng được với điều kiện ta có thể đồng bộ được dao động của hai khối lệch tâm
Để truyền được dao động giữa hai trục song song nhau, người ta có nhiều cách: dùng bộ truyền đai, dùng bộ truyền xích, dùng bộ truyền bánh răng, truyền động bánh
ma sát…Trong các bộ truyền thông dụng kể trên, chỉ có bộ truyền bánh răng là thể hiện được đầy đủ các yếu tố cần thiết để thiết kế bộ đồng tốc như : kích thước nhỏ, khả năng tải lớn, tỉ số truyền không thay đổi (đây là thông số rất quan trọng), hiệu suất cao (có thể đạt 0,97÷0,99), tuổi thọ cao, làm việc tin cậy
Từ những phân tích trên và qua tham khảo máy mẫu cũng như các máy cùng loại hiện có trên thị trường, ta có thể xây dựng được phương án thiết kế bộ gây rung có hướng như sau:
2
3
1
Hình 30 - Kết cấu bộ gây rung có hướng 1-vỏ máy; 2- trục lệch tâm; 3- cặp bánh răng đồng tốc
2.Thiết kế cặp bánh răng đồng tốc: (bộ truyền bánh răng)
Như các phân tích ở phần trước, bộ truyền bánh răng đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn
để thiết kế bộ đồng tốc Tuy nhiên, để tối ưu quá trình làm việc của bộ phận này, ta sẽ xác định loại bánh răng thích hợp nhất cho thiết kế Xem xét giữa bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ta thấy bộ truyền bánh răng nghiêng có các ưu điểm sau:
Ăn khớp êm và tải trọng động giảm: Trong quá trình ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, tải trọng được truyền đột ngột từ hai đôi răng sang một đôi răng, hoặc từ một đôi sang hai đôi gây nên va đập và tiếng ồn nhiều Trong truyền động bánh răng nghiêng, các đôi răng không vào khớp đột ngột ( toàn bộ chiều dài răng không cùng ăn khớp một lúc ), do đó các răng chịu tải và thôi tải dần dần Ngoài ra,
Trang 8trong vùng ăn khớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng Vì răng nghiêng ăn khớp êm nên giảm tiếng ồn và tải trọng động
Vì các ưu điểm trên, ta quyết định chọn bộ truyền bánh răng nghiêng để thiết kế hộp đồng tốc
Các thông số đã biết:
Số vòng quay trong một phút của trục dẫn và trục bị dẫn:
n2 = n1 = 497,35 (vg/ph)
Tỷ số truyền của cặp bánh răng đồng tốc:
i = 1 Yêu cầu về khoảng cách trục A: Bộ gây rung gồm hai trục lệch tâm giống nhau quay đồng tốc và ngược hướng Độ lệch tâm của mỗi trục là r = 70 mm Do đó để trong quá trình hoạt động của trục lệch tâm không xảy ra va đập, yêu cầu:
A ≥ 200 mm
Do tính chất của bộ đồng tốc nên hai bánh răng là hoàn toàn giống nhau.Do đó khi tính toán ta chỉ tính cho một bánh răng (bánh dẫn).Bánh bị dẫn được lấy tương tự 2.1 Chọn vật liệu bánh răng và phương pháp nhiệt luyện:
Bộ truyền làm việc với tải trọng trung bình, do đó ta chọn vật liệu chế tạo bộ truyền
là thép 45 thường hoá
Tra bảng 3-8 [1], ta được các thông số về cơ tính của thép như sau:
σbk = 580 N/mm2; σch = 290 N/mm2; HB 170 – 200
2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx = [σ]Notx '
N
k
Trong đó: Notx- ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rôcven HRC, tra bảng 3-9 [1], ta được:
[σ]Ntox = 2,6.HB = 2,6.220 = 572 (N/mm2)
'
N
k - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức:
'
td N
N
N
Với: N0 - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, tra bảng 3-9 [1], ta được: N0 = 107
Ntd- số chu kỳ tương đương
Trường hợp bánh răng chịu tải trọng không đổi:
Ntd = N = 60unT Trong đó:
n- số vòng quay trong vòng một phút của bánh răng, n = 497,35 vg/ph
T - tổng số giờ làm việc: ta giả sử máy làm việc được 5 năm, mỗi năm làm việc 253 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ
Trang 910 2 , 30 8 253 5 35 , 497 1
N td
Vì Ntd >> N0 nên ta lấy ' 1
N
2
1
b) Ứng suất uốn cho phép:
Thiết kế với giả thiết máy làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổichiều)
N
nK
Trong đó: σ-1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng; đối với thép:
) / ( 261 580 45 , 0
45 ,
n- hệ sô an toàn, đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán thường hoá hoặc tôi cải thiện: n = 1,5
Kσ - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, đối với bánh răng bằng thép thường hoá: Kσ = 1,8
"
N
k - hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tương tự khi tính tx,
.
1
"
N
k
8 , 1 5 , 1
mm N
u
2.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K:
Ta chọn : K = 1,3
2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Bộ truyền chịu tải trung bình, ta chọn:
3 , 0
A
b
A
2.5 Xác định khoảng cách trục A:
3
2
2 6
.
.
10 05 , 1 ) 1 (
n
N K i
i A
A
tx
Trong đó:
A- Khoảng cách trục;
ψA - hệ số chiều rộng bánh răng; ψA = 0,3 ;
i- tỉ số truyền, i = 1 ;
n2 - số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn, n2 = 497,35 (vg/ph)
N – công suất của bộ truyền, N = 5,5.0,96 = 5,28 kW
K - hệ số tải trọng, K = 1,3
[σ]tx- ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ]tx = 572 (N/mm2)
θ’ - hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với răng thẳng, theo [1], chọn θ’ = 1,2
35 , 497 2 , 1 3 , 0
28 , 5 3 , 1 1 572
10 05 , 1 1
1 3
2 6
Trang 10So sánh với điều kiện A đã đặt ra ban đầu, ta thấy điều kiện A ban đầu cụ thể hơn.
Do đó sẽ lấy tiêu chí này để chọn khoảng cách trục A Dựa vào điều kiện A ban đầu, (A ≥ 200 mm), ta chọn:
A = 240 mm
2.6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
s m i
n A n
d
) 1 ( 1000 60
2 1000
60
.
Với các giá trị đã có: A = 240 mm; n1 = 497,35 vg/ph; i = 1, ta tính được:
25 , 6 2
1000 60
35 , 497 240 2
Từ vận tốc đã tính kết hợp với loại bánh răng,tra bảng 3-11 [1], ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: IT7
Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:
K = Ktt.Kd Trong đó:
Ktt- hệ số tập trung tải trọng, đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn ( HB
≤ 350 và v < 15 m/s ), tải trọng thay đổi rất ít, có thể chọn Ktt = 1
Kd- hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt răng Đối với bánh răng nghiêng có b > (2,5mn)/(sinβ), tra bảng 3-14, ta được:), tra bảng 3-14, ta được:
Kd = 1,3
.
3 , 1 3 , 1
1 K sb
K
Vậy khoảng cách trục A không cần phải điều chỉnh lại
2.8 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:
Môđun được chọn theo khoảng cách trục A:
mn = (0,01÷0,02)A = (0,01÷0,02)240 = (2,4 ÷ 4,8) mm
Ta chọn: mn = 4 mm
Số răng các bánh răng:
Trước khi tính toán số răng của bộ truyền bánh răng nghiêng, ta chọn sơ bộ góc nghiêng của răng ( β), tra bảng 3-14, ta được: = 8º ÷ 20º).Ta chọn β), tra bảng 3-14, ta được: = 15º
Vì cặp bánh răng có tỷ số truyền i = 1, do đó hai bánh răng này có cùng số răng
2 4
15 cos 240 2 ) 1 (
cos
i m
A
n
(răng)
Ta chọn: Z2 = Z1 = Z = 58 (răng)
Kiểm tra các điều kiện về cắt chân răng hay nhọn răng, ta thấy giá trị Z trên là đảm bảo
Tính chính xác góc nghiêng:
Góc nghiêng răng được tính chính xác theo công thức:
240 2
4 58 58 2
A
m Z
Trang 1148 49 14 83
,
14 0 0 ' "
Chiều rộng bánh răng:
72 240 3 , 0
A
Kiểm tra với điều kiện về bề rộng răng đã chọn ở mục trước, b > [(2,5.mn)/(sinβ), tra bảng 3-14, ta được:)], ta thấy:
).
( 72 )
( 07 , 39 83 , 14 sin
4 5 , 2 sin
5 , 2
m n
Vậy điều kiện đã được thoả mãn
2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng theo công thức:
u n
u
b n Z m y
N K
6
10 1 , 19
; Trong đó:
K - hệ số tải trọng, K = 1,3
N – công suất của bộ truyền, N = 5,28 kW
Z - số răng , Z = 58
mn – môđun pháp của bánh răng
n - số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính, n = 497,35 vg/ph
b - bề rộng bánh răng, b = 72 mm
θ”- hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với răng thẳng, theo [1], có thể lấy θ” = 1,4 ÷ 1,6 Ta chọn: θ” = 1,5
y - hệ số dạng răng, hệ số dạng răng của mỗi bánh được chọn theo số răng tương đương Ztđ của bánh đó Đối với bánh răng trụ răng nghiêng:
2
cos
Z
Z td ; Với Z = 58 và β), tra bảng 3-14, ta được: = 14,83º đã biết, ta tính được:
62 83 , 14 cos
58
0
td
Dựa vào bảng 3-18 [1], ta tra được hệ số dạng răng khi α0 = 20º, hd = mn = 4 mm, c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 mm, ξ); = 0 là:
y = 0,499
Ở đây ta không phân biệt tính toán hai bánh răng dẫn và bị dẫn là vì chúng hầu như giống nhau Do đó khi tính toán ta chỉ tính toán cho một bánh răng, bánh kia lấy cùng giá trị với bánh được tính
Từ các giá trị đã biết, ta suy ra:
27 , 5 5 , 1 72 35 , 497 58 4 499 , 0
28 , 5 3 , 1 10 1 , 19
2
6
u
So sánh với giá trị [σ]u đã tính ở phần đầu, ta thấy:
σu = 5,27 (N/mm2) < [σ]u = 96,67 (N/mm2)
2.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
