Thiết kế máy sàng rung có hướng chương 4-1

ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
Phần 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
a
1
D
1
D
2
Hình 29 - Bộ truyền đai
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:
38
5
4
3
2
1

ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
Vì 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:
h
h
o
a
a
0
a
a
0
= 14 mm; h = 10,5 mm; a = 17 mm; h
0
= 4,1 mm; F = 138 mm
2
.
2. Định đường kính bánh đai:
Đường kính bánh đai nhỏ D

1
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:
D
1
= 140 mm ;
Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:
v =
smv
nD
/)3530(
1000.60
..
max
11
÷=≤
π
;
Trong đó: D
1
- đường kính bánh đai nhỏ
n
1
- số vòng quay trong một phút của trục dẫn
Ta có:
v =
smvsm /)3530()/(62,10
1000.60
1450.140.
max

÷=≤=
π

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 D
2
:
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:
39
ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
Đường kính D
2
của bánh đai lớn được tính theo công thức:
D
2
= i.D
1
.(1-ξ);
Trong đó: i- tỉ số truyền của bộ truyền đai; i = 3 (đã chọn ở phần trước)
D
1
- đường kính bánh đai nhỏ
ξ - hệ số trượt; với đai hình thang ξ = 0,02.
Suy ra: D
2
= 3.140.(1-0,02) = 411,6 mm.
D
1
, D

2
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:
D
2
= 400 mm.
Vậy, kích thước của bánh đai dẫn và bánh đai bị dẫn: D
1
= 140 mm, D
2
= 400 mm.
Kiểm nghiệm số vòng quay thực
'
2
n
của trục bị dẫn:
)/(35,4971450.
400
140
).02,01(.).1(
1
2
1
'
2
phvgn
D

D
n
=−=−=
ξ
Số vòng quay yêu cầu:
n
2
=
3
1450
= 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.
c% =
%8,2
35,497
33,48335,497
'
2
2
'
2
=
−
=
−
n
nn

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:
i
tt
=
915,2
35,497
1450
'
2
1
==
n
n
3.Sơ bộ chọn khoảng cách trục:
Khoảng cách trục A phải thoã mãn điều kiên:
0,55.(D
1
+D
2
)+h ≤ A ≤ 2.(D
1
+D
2
) ; mm
Trong đó: h- chiều cao của tiết diện đai, h = 10,5 mm.
)400140.(25,10)400140.(55,0
+≤≤++⇔
A

; mm
10805,307
≤≤⇔
A
(mm)
Từ kết quả tính toán trên, ta sơ bộ chọn khoảng cách trục A:
A = 500 mm.
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:
40
ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
4. 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
DD
DDAL
4
)(
)(
2
2
2
12
21
−
+++=
π
; mm
)(03,1882
500.4
)140400(

)400140.(
2
500.2
2
mmL
=
−
+++=⇔
π
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 =
)/(10
max
svgu
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
usvgu
<==⇔
Vậy, đai làm việc bảo đảm độ bền.
Xác định chính xác khoảng cách trục A:

8
)(8)](2[)(2
2
12
2
1212
DDDDLDDL
A
−−−−++−
=
ππ
; mm
.07,675
8
)140400.(8)]140400.(2000.2[)140400.(2000.2
22
mmA
=
−−−−++−
=⇔
ππ
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: α
1
≥120º
Tính góc ôm α
1

theo công thức:
0
12
0
1
57180
A
DD −
−=
α
000
1
05,15857
07,675
140400
180
=
−
−=⇔
α
So sánh với điều kiện trên, ta thấy điều kiện đã được thoã mãn.
Tính góc ôm α
2
theo công thức:
0
12
0
2
57180
A

DD
−
+=
α
000
2
95,20157
07,675
140400
180
=
−
+=⇔
α
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.
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:
41
ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
FCCCv
N
Z
vtp
....].[
.1000
0
α
σ
≥
Trong đó:

N- công suất động cơ; N = 5,5 kW
v- vận tốc đai; v = 10,62 m/s
[σ
p
]
0
- ứng suất có ích cho phép, N/mm
2
.Ta chọn trị số ứng suất căng ban đầu σ
0
= 1,2
N/mm
2
.Tra bảng 5-17 [1], ta được [σ
p
]
0
= 1,51 N/mm
2
.
C
t
- hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng; tra bảng 5-6, ta được C
t
= 0,7.
C
α
- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng 5-18, ta được C
α
= 0,95.

C
v
- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19, ta được C
v
= 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)
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai:
Chiều rộng bánh đai:
B = (Z-1)t + 2S
Đường kính ngoài:
D
n1
= D
1
+ 2h
0
D
n2
= D
2
+ 2h
0
Với các kích thước t, S, h
0
tra trong bảng 10-3-TKCTM.

Ta có: t = 20 mm; S = 12,5 mm; h
0
= 5 mm.
Suy ra:
B = (4-1)20 + 2.12,5 = 85 mm.
D
n1
= 140 + 2.5 = 150 mm.
D
n2
= 400 + 2.5 = 410 mm.
B
t
s
D
n
8.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S
0
= σ
0
.F
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:
42
ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
Với: σ
0
= 1,2 N/mm
2

đã chọn trước.
F- diện tích đai; F = 138 mm
2
.
Suy ra:
S
0
= 1,2.138 = 165,6 (N)
Lực tác dụng lên trục:
)(85,1950
2
05,158
sin.4.6,165.3
2
sin3
0
1
0
NZSR
==≈
α
.
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
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:
43
ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí
phương 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, trong vùng
Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang:

44