thiết kế hệ dẫn động thùng trộn

Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học tr

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN.

LỜI NÓI ĐẦU.

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có

thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu

kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản nhưbánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Trong quá trình hoàn thành do kinh nghiệm và kiến thức thực tế còn hạn chế nên không tránh khỏi sai sót Em kính mong sự chỉ bảo của các thày, cô để đồ án này được hoàn thiện tốt hơn

Để hoàn thành được đồ án này, chúng em chân thành cảm ơn sự sự giúp đỡ tận tình của thày Đỗ Xuân Phú cùng các thày, cô trong khoa Cơ khí đã tận tình chỉ dẫn chúng em hoàn thành đồ án môn học này

Tp HCM, ngày 10 tháng 6 năm 2011.SVTH: 1 Lương Đình Nam

2 Đặng Minh Dương

ĐỀ TÀI.

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN.

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;

I Tìm hiểu truyền động cơ khí trong máy.

Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn đảm bảo yêu cầu công suất trên trục là 10kW, số vòng quay trên trục thùng trộn là 40 vòng/phút, thời gian phục vụ là 6 năm, quay một chiều, làm việc một ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, một ca 8 giờ) Chế độ tải trọng cho như hình sau:

Với: T1 = T; T2 = 0,75T; t1 = 28s; t2 = 12s

Để thỏa mãn yêu cầu trên ta sử dụng hộp giảm tốc đồng trục

này có đặc điểm là đường tâm của trục và và trục ra là trùng nhau Do đó có thể giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn gàng Tuy nhiên khi sử dụng hộp giảm tốc đồng trục ta nên chú ý đến một số khuyết điểm của nó:

 Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớnhơn cấp nhanh trong khi

khoảng cách của hai trục bằng

nhau

 Phải bố trí các ổ của các trục

đồng tâm bên trong hộp giảm

tốc, làm phức tạp kết cấu gối

đỡ và gây khó khăn cho việc

bôi trơn các ổ này

 Khoảng cách giữa các gối đỡ

của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đườngkính trục

II Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền.

1 Xác định tải trọng tương đương.

2 Xác định công suất cần thiết cho động cơ.

2.1 Hiệu suất chung của hệ thống

: Hiệu suất bộ truyền xích.

2.2 Công suất cần thiết cho động cơ

td ct

• Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:

4 Xác định công suất trên các trục.

P =P =9.32

• Trục III:

4 3

6 Tính mômen xoắn trên trục và động cơ.

• Mômen xoắn trên động cơ

dc dc

• Mômen xoắn trên trục IV.

4 4

Tên thép Thép 45 (Tôi cải thiện) Thép 45 (Thường hóa)

Vì là hộp giảm tốc đồng trục do đó bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm trước, bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần như toàn bộ số liệu của bộ truyền cấp chậm

Do là bộ truyền kín được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng và ta tiếnhành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc:

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV

Mômen xoắn (N.mm) 112532, 47 109185, 05 403601, 2 1221206, 25 2225150

1 Tính toán cấp chậm: bánh răng trụ răng nghiêng.

Thông số đấu vào:

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc:

Số chu kỳ làm việc tương đương:

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc:

3 E

Tmax – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

ti - thời gian làm việc tính bằng giờ

ni – số vòng quay

Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ:

10 E1

E2

23

1, 06.10

0,34.103,11

H H

N N

10 FE1

FE2

23

0,97.10

0,31.103,11

N N

u

chu kỳ

Vì: NHE1> NHO1 NFE1> NFO1

NHE2> NHO2 NFE2> NFO2

Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

Với : KFL, KHL – Hệ số tuổi thọ

Theo bảng 6.13 [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở: lim

σ =σ

(CT 6.33 [2])Theo bảng 6.13[1] thì sH = 1,1 (SH - Hệ số an toàn ) Do đó:

H OH

H

K s

MPa

Ứng suất uốn cho phép:

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tínhtheo công thức sau:

[ ]F OFlim FC FL

F

K K s

σ =σ

(CT 6.47 [1])

σ

MPa[ ]2

Theo bảng 6.4[1] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng:

Môđun răng m n =(0, 01 0, 02 ÷ )a w= 2,5 5 ÷ mm

(CT 6.68[1]).Theo tiêu chuẩn ta chọn môđun mn = 3 mm

= z = =

u z

Góc ăn khớp:

( ) ( ) ( )

( ) ( )

0

20

0,383cos cos 18,55

21

o tw

o

tg tg

tg

Arctg

αα

[ ]H OHlim HL R V l xH

H

K Z Z K K s

σ =σ

(CT 6.39[1])

Trong đó:

ZR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Trong trường hợp này ZR = 0,95

ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Vì HB < 350 nên Zv = 0,85.v0,1 = 0,89

Kl – hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường Kl = 1

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng Ở đây KxH = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép là:

Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Số răng của bánh răng tương đương: v cos3( )

z z

và 2 3( )

120

140 cos 18,55

F F

Y

σ

Bánh bị dẫn:

[ ]2 2

273, 24

76, 793,56

F F

Y

σ

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:

Ứng suất uốn tính toán:

[ ]1

Vậy độ bền uốn được thỏa

Bảng tổng hợp thông số hình học chủ yếu của bánh răng cấp chậm:

(Bánh dẫn)

Bánh răng lớn(Bánh bị dẫn)

Tính lực tác dụng lên trục:

6713, 2 21

2718,1 cos cos 18,55

2 Tính toán cấp nhanh: Tính toán bánh răng trụ răng nghiêng.

Thông số đấu vào:

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc:

Số chu kỳ làm việc tương đương:

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc:

3 E

Tmax – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti.

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

ti - thời gian làm việc tính bằng giờ

ni – số vòng quay

Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ:

10 E1

E2 12

4,17.10

1, 07.103,91

H H

N N

10 FE1

FE2

12

3,80.10

0,97.103,91

N N

u

chu kỳ

Vì: NHE1> NHO1 NFE1> NFO1

NHE2> NHO2 NFE2> NFO2

Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

Với : KFL, KHL – Hệ số tuổi thọ

Theo bảng 6.13 [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

σ =σ

(CT 6.33 [1])Theo bảng 6.13[1] thì sH = 1,1 (SH - Hệ số an toàn ) Do đó:

H OH

H

K s

MPa

Ứng suất uốn cho phép:

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tínhtheo công thức sau:

[ ]F OFlim FC FL

F

K K s

F

σ

MPa[ ]2

1, 6

ψ =ψ

Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng:

= z = =

u z

20,76

o tw

o

tg tg

tg

Arctg

αα

β

Vận tốc vòng bánh răng:

1 1 3,14.109,12.970

5,5460.1000 60000

m/sTheo bảng 6.3[1] ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 m/s

Hệ số tải trọng động theo bảng 6.6[1], ta chọn: KHV = 1,11; KFV = 1,22

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

( ) [ ]1

σ =σ

(CT 6.39[1])

Trong đó:

ZR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Trong trường hợp này ZR = 0,95

ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Vì HB < 350 nên Zv = 0,85.v0,1 = 1

Kl – hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường Kl = 1.

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng Ở đây KxH = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép là:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa, vì σH <[ ]σH

Số răng của bánh răng tương đương: v cos3( )

z z

và 2 3( )

127

143,54 cos 16, 26

Độ bền uốn cho phép:

[ ]F OFlim FL R x FC

F

K Y Y Y K s

F F

Y

σ

Bánh bị dẫn:

[ ]2 2

273, 24

76, 753,56

F F

Y

σ

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:

Ứng suất uốn tính toán:

1 1

- hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang

0, 671,5

Vậy độ bền uốn được thỏa

Bảng tổng hợp thông số hình học chủ yếu của bánh răng cấp nhanh:

Thông số Bánh răng nhỏ(Bánh dẫn) Bánh răng lớn(Bánh bị dẫn)

Lực hướng tâm:

0 1

2117,6 20, 76

836,15 cos cos 16, 26

( )

0 a2 a1 t1 2117, 6 16, 26 617, 6

IV Thiết kế bộ truyền xích.

Thông số đầu vào:

Công suất trên trục dẫn: P3 =10,23 kW

Số vòng quay trên trục dẫn: n3 =80 vg/ph

Tỷ số truyền ux = 2

1 Chọn loại xích:

Chọn bộ truyền xích ống con lăn

2 Chọn số răng sơ bộ của đĩa xích dẫn theo công thức:

Chọn xích 1 dãy, cho nên Kx =1

5 Tính công suất tính toán P t :

z n 3 t

Theo bảng 5.2[1] số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 38,1 mm là nth=500 vg/ph, nên điều kiện n< nth được thỏa

3 t

1000P 1000.10, 23

7 Tính toán kiểm nghiệm bước xích p c

3 c

Tra bảng (5.6[1]) với bước xích pc=38,1 ta chọn [i] =14

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

Lực trên nhánh căng: 1 t

F ≈ = F 5845,7

NLực căng do lực ly tâm gây nên, xác định theo công thức 5.16[1]:

v m

F =q v =5,5.1,75 =15,31

NTrong đó:

5,5

m

kg/m, khối lượng một mét xích (Tra bảng 5.2 [1])

Lực căng ban đầu của xích (theo công thức 5.17[1]):

o f m

F =K aq g 6.1, 45.5,5.9,81 469, 4= =

NTrong đó:

6

f

xích nằm ngang

a chiều dài khoảng xích tự do, gần bằng khoảng cách trục, g gia tốc trọng trường, m/s2

10 Tính lực tác dụng lên trục theo công thức (5.19):

25z

50z

12 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và chọn vật liệu:

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ( theo công thức 5.18 [2]):

r1 t d vd H1

= +

A diện tích chiếu của bản lề mm2, A=395 (Tra bảng 5.12 [2])

kd hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy, kd=1 do có 1 dãy xích

r2 t d vd H2

Trong đó kr2 =0,2 với z2 = 50 răng

Chọn vật liệu cho hai bánh răng

Với đĩa chủ động:

Z1=25<40, bộ truyền không va đập mạnh

-Tra bảng 16.10a [2] ta có các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi.

Đường kính sơ bộ trục II:

Chọn sơ bộ d2=45 mm, tra bảng 10.2[2] ta chọn bề rộng ổ lăn b02=25 mm.

-Đường kính sơ bộ trục III:

2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

-lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

-bki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k

-lcki: khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

( )

cki mki 0 3 n

l = 0,5 l + b + + k h

Chiều dài mayơ nữa khớp nối, vì chọn nối trục đàn hồi nên: lm12=60 mm

Chiều dài mayơ của đĩa xích: lm33=70 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13=60 mm; lm22=60 mm; lm23=85 mm; lm32=85 mm

M =0

2 u

a m

0

M 109185,05

7 (N / mm )2w 2.7775, 6

−

σ

σ

σ σ

σ

++ ψ σ

−

τ

τ

τ τ

τ

++ ψ τ

Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5 ở điều kiện làm việc thông thường.

Vậy trục I thỏa điều kiện

Kiểm tra trục II:

Mômen uốn tại C:

M = M + M = 354873 + 306514 = 468919, 6

Mômen xoắn tại C:

a m

0

M 403601, 2

12,18 (N / mm )2.w 2.16557,5

≈

τ

ψ

σ

σ

σ σ

σ

++ ψ σ

−

τ

τ

τ τ

τ

++ ψ τ

+

Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5 ở điều kiện làm việc thông thường.

Vậy trục II thỏa điều kiện

Kiểm tra trục III:

Mômen uốn tại C:

Trục có 3 then, với đường kính 60 mm, chọn then có bề rộng b=18 mm, chiều cao h=11

mm, chiều sâu rãnh then trên trục t =7 mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t2=4,4 mm

2 u

a m

0

M 1221206, 25

15, 47 (N / mm )2w 2.39462

−

σ

σ

σ σ

σ

++ ψ σ

τ

++ ψ τ

+

Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5 ở điều kiện làm việc thông thường.

Vậy trục III thỏa điều kiện

Ta có RD >RB nên ta tính gối đỡ tại D

Tải trọng tương đương

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RD >RA nên ta tính gối đỡ tại D

Tải trọng tương đương

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RC >RA nên ta tính gối đỡ tại C

Tải trọng tương đương

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Chọn kiểu lắp ổ lăn:

Để ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trượt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo

hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục

Bôi trơn ổ lăn:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp, không thể dùng phươngpháp bắn toé để hắt dầu vào trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại T ứngvới nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút

Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn khôngcho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu

Vòng chắn dầu: không cho dầu trong hộp giảm tốc bắn vào ổ bi và có tác dụng ngăn cách

- Thân hộp δ

-Nắp hộp δ1

δ=0,03aw +3=10,5

δ1=0,9 δ = 9,45 chọn 9,5mm Gân tăng cứng

-Chiều dầy e

-Chiều cao h

-Độ dốc

e=(0,8÷1) δ = 8,4 ÷10,5mm chọn e = 10 h<58 chọn 40 mm

Kích thước gối trục đường kính ngoài

Bánh răng với thành trong hộp

L ,B:là chiều dài và chiều rộng của hộp

Gối đỡ trong lòng hộp có tiết chữ T bề dày δ1=(0,6÷0,8) δ= 6,3÷8,4 chọn 8 mm

Bulông vòng (bảng 18-3a, [1]): dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng như khi dichuyển hộp từ nơi này sang nơi khác Chọn bulông M10

Các thông số trong bảng 18-6 trang 93 [2]:

Các kích thước tra bảng và cho ta như sau: Chọn M30x2 Các thông số trong bảng 18.7 trang 93[2]

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi

Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18-5trang 92[2]

2.9 Que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng

550 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn

VII Chọn dầu bôi trơn, dung sai lắp ghép.

1 Chọn dầu bôi trơn.

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Do vận tốc vòng của bánh răng trong hộp giảm tốc nhỏ (dưới 12m/s) nên ta dùng bôi trơnbằng cách ngâm dầu

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo các điều kiện sau:

+ Mức dầu thấp nhất ngập (0,75÷2)h với h là chiều cao của bánh răng (nhưng ít nhất

+ Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = 10…15mm

+ Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng

+ Lượng dầu trong bể khoảng 0,4 đến 0,8 cho 1kW công suất truyền Chọn lượng dầu trong bể là 5,5 lít

Theo bảng 18-11 và 18-13 [2], ta chọn được dầu bôi trơn là dầu Tuabin 57

Chi tiết Mối lắp es (µm) ei (µm) ES (µm) EI (µm)

Then bằng – trục I N9/h9 0 -52 0 -52

Then bằng – bánh răng D19/h9 0 -52 +149 +65 Chốt định vị - vỏ hộp H7/r6 +28 +19 +15 0 Nắp ổ - vỏ hộp H11/d11 -100 -290 +190 0

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

[1] Nguyễn Hữu Lộc Cơ Sở Thiết Kế Máy NXB ĐHQG Tp.HCM 2004

[2] Trịnh chất Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, Tập 1 và 2 NXB GD 2002 [3] Trần Hữu Quế, Đặng Văn Cừ, Nguyễn Văn Tuấn Vẽ kỹ Thuật, Tập 1 và 2 NXB GD

2003

[4] Ninh Đức Tốn Dung Sai Và Lắp Ghép NXB Giáo Dục 2004