Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc...6 3.. Thiết kế bộ truyền bánh răng trục vít-bánh vít cấp nhanh...8 3.. Thiết kế bộ truyền bánh răng trục vít-bánh vít cấp chậm...16 4.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC - KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

MÔN: ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

GV: NGUYỄN HOÀNH

SV: Vũ Văn Thành – Đ5-CNCK

MỤC LỤC

PHẦN I NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN 3

1 Thông tin sinh viên 3

2 Thông tin đề tài 3

2.1 Tên đề tài: ***Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn*** 3

2.2 ***Hệ thống dẫn động thùng trộn***: 3

2.3 Số liệu thiết kế: 3

3 Yêu cầu về sản phẩm 3

3.1 Phần giấy 3

3.2 Phần File 3

4 Tiến độ 3

PHẦN II TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 4

1 Tính chọn động cơ điện 4

1.1 Chọn kiểu loại động cơ 4

1.2 Chọn công suất động cơ 4

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ 4

1.4 Chọn động cơ thực tế 5

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 5

2 Phân phối tỉ số truyền 5

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 5

2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc 6

3 Tính toán các thông số trên các trục 6

3.1 Tính công suất trên các trục 6

3.2 Tính số vòng quay trên các trục 7

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục 7

3.4 Lập bảng kết quả 7

PHẦN III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 7

1 Thiết kế bộ truyền đai (xích) 7

-TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC - KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

MÔN: ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

GV: NGUYỄN HOÀNH

SV: Vũ Văn Thành – Đ5-CNCK

2 Thiết kế bộ truyền bánh răng (trục vít-bánh vít) cấp nhanh 8

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng (trục vít-bánh vít) cấp chậm 16

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc 19

5 Kiểm tra điều kiện chạm trục 20

6 Kiểm tra sai số vận tốc 30

PHẦN IV THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 47

1 Thiết kế trục 47

1.1 Tính trục theo độ bền mỏi 48

1.2 Tính sơ bộ 51

1.3 Tính gần đúng 52

1.4 Tính chính xác 52

1.5 Tính trục theo độ bền tĩnh (tính quá tải) 52

1.6 Tính độ cứng cho trục 52

2 Tính chọn ổ lăn 89

2.1 Chọn phương án bố trí ổ 89

2.2 Tính ổ theo khả năng tải động

3 Tính chọn khớp nối 90

4 Tính chọn then 98

4.1 Tính chọn then cho trục I 98

4.2 Tính chọn then cho trục II 100

4.3 Tính chọn then cho trục III 102

PHẦN V CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP

1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

2 Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng vv…) 3 3 Chọn các chế độ lắp trong hộp

PHẦN I : NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN

1 Thông tin sinh viên

Sinh viên thực hiện: ***Vũ Văn Thành***

- Thời gian phục vụ 5 năm

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ)

- Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0.90 T, t1 = 19 giây, t2 = 38 giây

PHẦN II TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

3 Tính chọn động cơ điện

3.1 Chọn kiểu loại động cơ

Với yêu cầu của hệ thống ta chọn đông cơ điện xoay chiều không đồng bộ bap

ha roto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản giá thành hạ , dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mác trục tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện , hiệu suốt ,công suốt làm việc phù hợp với hệ thống …Ta chọn loại đông cơ

3.2 Chọn công suất động cơ

1.1.1 Công suất cần thiết :

t ct ht

P

P =η

η = η η η η :Hiệu suất của hệ thống truyền động

 k= 0.99 :Hiệu suất truyền động của khớp nối

 ol= 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn

 br= 0,96 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng

 d= 0,95 :Hiệu suất truyền động đai

 : ηkd= 1:Chọn hiệu suất của khớp động:

T T

K dn

T T

3.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômenkhởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy

Thật vậy :

mm K dn

T2,0

dc dc

4 Phân phối tỉ số truyền

4.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

udd = 3

4.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tỷ số truyền chung: uc= nđc/nct = 2922/48 = 60

Chọn udđ=3 ⇒ uh=60/3=20

+Ta có: uh=u1.u2

-Hinh 3.19 và Bảng 3.1

u1= 5,69 ⇒ u2=3.51 ⇒ ux=3

5 Tính toán các thông số trên các trục

5.1 Tính công suất trên các trụ

Plv = 6 kW ;

ct 3

-Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với côngsuất định mức của động cơ.

974 171 5.69

n n u

(vg/ph)

Số vòng quay trên trục III

2 3 2

17148,73,51

n n u

2922

dc dc

-PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thiết kế bộ truyền đai

-Do không có yêu cầu nào đạc biệt ta chọn loại đai thang thường

-Dựa vào vận tóc bánh đai nhỏ và công suốt cần truyền, theo bảng 4.1(tr 59)ta chọnđai loại

d1 (mm)

-Theo TCVN 2332-78 & TCVN 2342-78 chọn sơ bộ d2= 450

-Kiểm tra tỉ số truyền thực tế

u t =

2 1

d

450150(1 0,02) =3,06 u =

u t−ud

u d =

3, 06 3 3

.(1o )

d n d

L = 2.a + 0,5..(d1 + d2) + 0,25.(d2 - d1)2/4a 150)2 /4.450= 1854,5 mm

=2.450+0,5.3,14.(150+450)+0,25.(450 Theo tiêu chuẩn việt nam

-Khoảng cách trục l

+ a =

2 8 24

d2−d1

450 150 2

 =150mm

8 Tính góc ôm của bánh nhỏ

1 = 180o - = 180o -

57,3.(450 150) 401

 = 137o > min = 120o

Kiểm nghiệm đai về độ bền và tuổi thọ.

-Ưng suất lớn nhất sinh ra trong dây đai chạy vào bánh đai nhỏ ở đây có ứng suất kéo

và ứng suất uốn lớn nhất

a

d d

o.( )3

,

-Ưng suất của day đai trên bánh đai

0 1

2 2.95.4

5, 06150

u

E y d

2,753

0.5445,06

k u

 số lần phải thay đai là:

-b2 :Nhập số liệu tính toán

-Đường kính 2 bánh và một số thông số khác:

1

2

150450

-kiểm tra lại thông số đã tính toán trong inventer.

Minimum recommended pulley datum diameter Dwmin 76.200 mm

5.5 Grooved Pulley 1 Properties

Display name Grooved Pulley

Size Custom

Datum diameter Dd 150.000 mmPitch Diameter Dp 156.350 mm

Distance from edge Se 9.525 mm

Distance between grooves Sg 15.875 mm

5.6 Grooved Pulley 2 Properties

Datum diameter Dd 450.000 mmPitch Diameter Dp 456.350 mm

Distance from edge Se 9.525 mm

Distance between grooves Sg 15.875 mm

Resultant axle load Fr 948.770 N

Static tensioning force Fv 943.563 N

Belt flex frequency fb 24.686 Hz

Number of belts required zer 1.710 ul

Belt installation tension Ft 162.536 N

Maximum tension in belt span Ftmax 213.771 N

-Kiểm tra :Bấm calculate

-OK :Ta được kết quả sau:

Thiết kế bộ truyền bánh răng (rang nghiêng) cấp nhanh

Chọn vật liệu: Nguên tác chọn vật liệu thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cho hộp giảm tốc là chọn đảm bảo cho rang không bi gãy đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập ,răng không bị vì mỏi do tiếp xúc thay đổi gây ra Dụa vào sơ đồ tải trọng điều kiện của

bộ truyền đai không phải làm việc dưới điều kiện đặc biệt để thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn 2 cấp bánh răng như

+ Zv- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+K XH  Hệ số ảnh hưởng kích thước của bánh rang

+K hl  Hệ số tuổi thọ khi tính đến độ bền tiếp xúc

Bánh răng nhỏ:

NHO1=30.H2,4HB=30 2502,4 =1,7.10 7

MPA0

N N

u

SF- Hệ số an toàn khi tính về uốn, = 1,75

YS-hệ số xet đến độ nhay vật liệu tập trung ứng suất

1.550

2 H

F

0 lim F

7 1

2

1

300.105,75

fE HE

N N

u

5,25.10^8 MPAV× NFE2>NFO do dó KFL2 =1

Thay vào công thức:

 

0 lim 2

Ưng suất cho phép khi quá tải:

Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

1.- Bánh răng nhỏ: [Hmax] max=2,8  Flim =2,8.580=1624 MPA

2- Bánh răng lớn: [ H2] max=2,8  Flim =2,8.450=1260 MPA

Ưng suất uốn cho phép khi qua tải:

1- Bánh răng nhỏ: [ F1] max=0,8  Flim =0,8.580=464 MPA

2.- Bánh răng lớn: [ F2] max=0,8  Flim =0,8.450=360 MPA

- T Moomen xoắn trên trục chủ động

- Úng suất tiếp xúc cho phép

- KHHệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng:

- ba,bd là các hệ số:Chọn ba= 0.3

- bd=0.53(ba+1 )=0,53 0,3 (5,69+1)=1,06 Chọn lấy 1,2

Thay các giá trị vào công thức 3.5 ta có:

-Dựa vàobd và độ cứng HB ta có: Thay vào công thức:

500 5,69.1, 2

w

45,8mm

1 1 3,14.45,8.917

1

24 1 2.0,9848 5,69 1

w

a z

13624

t

z u

H H.Z Z K v r. xH  (50 518) / 2.0.95.1.1 483,55   MPA

H H Thỏa mãn yêu cầu

3.6./kiểm nghiệm rang về độ bền uốn (theo 6.43)

Kiểm nghiệm răng về độ quá tải

- Theo( 6.48) với K qt Tmax /T 2, 2

H MAX1 H K qt 483,55 2, 2 717, 22 Hmax 1624

MPA-Theo (6.49) :

1max 1

2 max 2

K K





- kết quả tính toán

Mô đun pháp m 2 MmChiều rộng vành răng bw 49,2 Mm

Tí số truyền u 5,67

Số răng bánh 1 z1 24 răng

Số răng bánh 2 z2 136 răngĐường kính vòng lăn 1 d1 49,2 MmĐường kính vòng lăn 2 d2 278 MmĐường kính vòng đỉnh răng 1 da1 53 MmĐường kính vòng đỉnh răng da2 283 MmĐường kính vòng đáy răng df1 44 MmĐường kính vòng đáy răng df2 273 mm

Kiểm nghiệm tính toán bằng inventer

-nhập số liệu tính toán (Bảng kết quả tính toán)

- preview(số liệu kích thước của rang)

- răng 1

-Răng 2

-Chọn vật liệu theo tiêu chuẩn có sẵn.

+Gear1

+Gear2

Chọn tiêu chuẩn.

-Cấp chính xác động học là 8

-sau khi calculate thỏa mãn

-Ta có thể kiểm nghiệm lại thông số tính toán và đã điền vào trong inventer

Kết quả ta có được

Desired Gear Ratio iin 5.6700 ul

Limit Deviation of Axis Parallelity fx 0.0120 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fy 0.0060 mm

Chordal Dimension W 21.386 mm -0.034 mm

-0.129 mm 101.508 mm

-0.062 mm-0.157 mm

Dimension Over (Between) Wires M 54.160 mm -0.125 mm

-0.275 mm 283.870 mm

-0.225 mm-0.385 mm

Limit Deviation of Helix Angle Fβ 0.0120 mm 0.0120 mmLimit Circumferential Run-out Fr 0.0710 mm 0.0800 mmLimit Deviation of Axial Pitch fpt 0.0140 mm 0.0160 mmLimit Deviation of Basic Pitch fpb 0.0130 mm 0.0150 mmVirtual Number of Teeth zv 25.693 ul 145.594 ul

Virtual Outside Diameter dan 55.386 mm 295.189 mmVirtual Base Circle Diameter dbn 48.287 mm 273.628 mmUnit Correction without Tapering xz 0.3153 ul -3.1608 ul

Unit Correction without Undercut xp -0.4831 ul -7.4959 ul Unit Correction Allowed Undercut xd -0.6530 ul -7.6659 ul

Unit Outside Tooth Thickness sa 0.7181 ul 0.8168 ul

Modulus of Elasticity E 206000 MPa 206000 MPa

Bending Fatigue Limit σFlim 390.0 MPa 390.0 MPa

Contact Fatigue Limit σHlim 1140.0 MPa 1140.0 MPa

Base Number of Load Cycles in Bending NFlim 3000000 ul 3000000 ul

Base Number of Load Cycles in Contact NHlim 100000000 ul 100000000 ul

W?hler Curve Exponent for Bending qF 6.0 ul 6.0 ulW?hler Curve Exponent for Contact qH 10.0 ul 10.0 ul

9.4 Strength Calculation

a Factors of Additional Load

Application Factor KA 1.200 ul

Dynamic Factor KHv 1.170 ul 1.130 ul

Face Load Factor KHβ 1.130 ul 1.120 ul

Transverse Load Factor KHα 1.200 ul 1.130 ul

One-time Overloading Factor KAS 1.000 ul

b Factors for Contact

Elasticity Factor ZE 189.812 ul

Contact Ratio Factor Zε 0.751 ul

Single Pair Tooth Contact Factor ZB 1.026 ul 1.000 ul

Work Hardening Factor ZW 1.000 ul

c Factors for Bending

Form Factor YFa 2.436 ul 2.165 ul

Stress Correction Factor YSa 1.679 ul 1.859 ul

Teeth with Grinding Notches Factor YSag 1.000 ul 1.000 ul

Contact Ratio Factor Yε 0.669 ul

Alternating Load Factor YA 1.000 ul 1.000 ul

Production Technology Factor YT 1.000 ul 1.000 ul

d Results

Factor of Safety from Pitting SH 3.129 ul 3.262 ul

Factor of Safety from Tooth Breakage SF 3.495 ul 3.601 ul

Static Safety in Contact SHst 2.860 ul 2.934 ul

Static Safety in Bending SFst 7.566 ul 7.688 ul

-Ta thấy số liệu tính toán thực tế  bằng kiểm nghiệm

-OK ta được kết quả

- T Moomen xoắn trên trục chủ động.

- Úng suất tiếp xúc cho phép

- KHHệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng:

500 3,51.0,3

w

=257,25mm LÊy aW2 =258mm

500 3,51.0,8

w

108mm

2 2 3,14.108.171

13238

t

z u

z

3,475-Tính hệ số dịch tâm (6.22)

Y aw 2 /m 0,5(Z1 Z2) 258 / 3 0,5(38 132) 1   

-Theo (6.23)

k y 1000 /y Z t 1000.1 / (38 132) 5,88 

-Theo bảng (6.10a ):tra được kx =0,191

-Theo (6.24) hệ số giảm đỉnh rang

cost z m t .cos / (2. a ) (38 132).3.cos 20 / (2.258) 0.9287    tw 21,70

c)Kiểm nghiệm rang về độ bền tiếp xúc

-Theo bảng(6.5): Zm =274MPA1/3 , Theo (6.34)

Z H  2.cosb / sin 2tw  2.1 / sin(2.21,7) 1,706 

-với bánh rang thẳng , dung (6.36a)để tính Z

H H

Đường kính vòng đỉnh răng da1 120 Mm

Đường kính vòng đỉnh răng da2 402 Mm

Đường kính vòng chân răng df1 106 Mm

Đường kính vòng chân răng df2 388 mm

-Thiết kế kiểm nghiệm bằng inventer

-preview(kích thước của răng)

-răng 1

-Răng 2

-Nhập P , n, T của bánh chủ đông:

-Chọn vật liệu theo tiêu chuẩn có sẵn

-Material values

+Gear 1

+ Giới hạn mỏi tiếp xúc  Hlim = 1140MPa

+ Giới hạn mỏi uốn Flim = 390 MPa

+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa

Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 29200hChọn tiêu chuẩn iso 1328:1997

Với cấp chính xác là 9

-Tiếp theo ta nhập các số liệu

-Ta có thể kiểm nghiệm lại thông số tính toán và đã điền vào trong inventer

Desired Gear Ratio iin 3.4750 ul

Center Distance aw 255.000 mm

Product Center Distance A 255.000 mm

Total Unit Correction Σxx 0.0000 ul

Base Circular Pitch ptb 8.856 mm

Operating Pressure Angle αw 20.0000 deg

Limit Deviation of Axis Parallelity fx 0.0390 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fy 0.0190 mm

Limit Deviation of Helix Angle Fβ 0.0390 mm 0.0440 mmLimit Circumferential Run-out Fr 0.0610 mm 0.1050 mmLimit Deviation of Axial Pitch fpt 0.0230 mm 0.0290 mmLimit Deviation of Basic Pitch fpb 0.0220 mm 0.0270 mmVirtual Number of Teeth zv 38.000 ul 132.000 ulVirtual Pitch Diameter dn 114.000 mm 396.000 mmVirtual Outside Diameter dan 120.000 mm 402.000 mmVirtual Base Circle Diameter dbn 107.125 mm 372.118 mmUnit Correction without Tapering xz -0.0979 ul -2.9383 ul Unit Correction without Undercut xp -1.2029 ul -6.7008 ul Unit Correction Allowed Undercut xd -1.3728 ul -6.8708 ul Addendum Truncation K 0.0000 ul 0.0000 ul

Unit Outside Tooth Thickness sa 0.7569 ul 0.8154 ul

Tip Pressure Angle αa 26.7845 deg 22.2308 deg

Modulus of Elasticity E 206000 MPa 206000 MPa

Bending Fatigue Limit σFlim 390.0 MPa 390.0 MPaContact Fatigue Limit σHlim 1140.0 MPa 1140.0 MPa

Base Number of Load Cycles in Bending NFlim 3000000 ul 3000000 ulBase Number of Load Cycles in Contact NHlim 100000000 ul 100000000 ulW?hler Curve Exponent for Bending qF 6.0 ul 6.0 ulW?hler Curve Exponent for Contact qH 10.0 ul 10.0 ul

9.8 Strength Calculation

a Factors of Additional Load

Application Factor KA 1.200 ul

Dynamic Factor KHv 1.130 ul 1.130 ul

Face Load Factor KHβ 1.120 ul 1.120 ul

Transverse Load Factor KHα 1.130 ul 1.130 ul

One-time Overloading Factor KAS 1.000 ul

b Factors for Contact

Elasticity Factor ZE 189.812 ul

Contact Ratio Factor Zε 0.900 ul

Single Pair Tooth Contact Factor ZB 1.026 ul 1.000 ulLife Factor ZN 1.000 ul 1.016 ulLubricant Factor ZL 0.962 ul

Roughness Factor ZR 1.000 ul

Helix Angle Factor Zβ 1.000 ul

Size Factor ZX 1.000 ul 1.000 ulWork Hardening Factor ZW 1.000 ul

c Factors for Bending

Form Factor YFa 2.436 ul 2.165 ulStress Correction Factor YSa 1.679 ul 1.859 ulTeeth with Grinding Notches Factor YSag 1.000 ul 1.000 ul

Contact Ratio Factor Yε 0.669 ulAlternating Load Factor YA 1.000 ul 1.000 ulProduction Technology Factor YT 1.000 ul 1.000 ul

Static Safety in Bending SFst 7.602 ul 7.725 ul-Số liệu tính toán gần sát với tính toán

Bấm ok ta được

-PHẦN IV :THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

- Bánh đai : lm12 =(1,21,5).30=(3,64,5)Chọn 45 mm + Trọn trục II :

LY LY

27022702

LX LX

F F

44 1008.68 608.49, 2 / 2 211864 / 2 211864 608.49, 2 / 2 196908 0

xB xB Z x

0 2702.68 18371

0, 75 286279

Td tdA A tdB B