đồ án Đề số 14: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộnPhương án : 19

Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hi

ĐỀ TÀI

Đề số 14: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Phương án : 19

Hệ thống dẫn động thùng trộn: 1-Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

2-Bộ truyền đai thang; 3-Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ;

3 Thời gian phục vụ là L=4 năm

4 Số ngày làm /năm là Kng=210 ngày

5 Số ca làm việc trong một ngày là 1 ca

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong

cơ khí.Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khíhiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững

và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận khôngthể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ lý thuyết, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ cơ khí ; và giúp sinh viên

có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những

bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết

cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy và các bạn

Sinh viên thực hiện

MỤC LỤC

Phần 1 – Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.5 Tính oán các thông số trên trục hệ dẫn động 6

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền đai thang

Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn thẳng

3.7 Các thông số hình học của bộ truyền 22Phần 4 : Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

4.7 Các thông số hình học của bộ truyền 31

Phần 7 : Tính toán thiết kế trục

7.1 Xác đinh các lực tác dụng 34

7.3 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực 367.4 Xác định các phản lực và đường kính các đoạn trục 39

Phần 8 : Tính toán chọn ổ trục

8.4 Bảng tóm tắt các thông số cơ bản 3 cặp ổ lăn 62Phần 9 : Thiết kế kết cấu

Phần 10 : Lắp ghép, bôi trơn và dung sai

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1,2 ( kí hiệu sách 1)

2 Giáo trình cơ sở thiết kế máy ( kí hiệu sách 2)

PHẦN 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Thông số đầu vào:

Công suất trên trục thùng trộn là P= 5,5 (kw)

Số vòng quay trên trục thùng trộn là n= 30 vg/ph

Thời gian phục vụ là L=4 năm

Số ngày làm /năm là Kng=210 ngày

Số ca làm việc trong một ngày là 1 ca

t1= 35 ; t2= 20 ; T1=T ; T2=T

Đặc tính làm việc : va đập nhẹ

1.1 Công suất tính toán:

2 1

1

n i i n i

P P

t t P

T T

æ ö÷

ç ÷*

ç ÷ ç

Trong đó,tra bảng 2.3( sách 1 ) ta được:

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : ηη brt = 0,97

Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : ηη đ = 0,96

Hiệu suất bộ truyền đai : η đ = 0,96

Hiệu suất ổ lăn : ηη ol = 0,99

Hiệu suất khớp nối : ηη kn = 0,99 Hiệu suất chung của bộ truyền là

Tỉ số truyền bộ truyền đai thang : u1=3

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn u2=3,75

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng u2=3,75

Tỉ số truyền bộ truyền khớp nối u4=1

uch= u1.u2.u3.u4=3.3,75.2,85.1=32,06

Số vòng quay trên trục động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác:

nct = n 3 30,19

30,19

Ukn = 1 = (vg/ph)

Công suất trên các trục:

Công suất trên trục công tác : P4=5,5 (kw)

Công suất trên trục III:

P3 = 4

ot

5,61 kn 0,99.0,99

Công suất trên trục động cơ :

Pđc = P 1 6,15

6, 47 0,99.0,96

ol d

Mômen xoắn trên các trục:

Mô men xoắn trên trục động cơ:

dc

6, 47 9,55.10 9,55.10 63831,1

dc dc

6 2 6 2

2

5,84 9,55.10 9,55.10 648210,13

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ ĐAI THANG

Thông số yêu cầu:

 Pđc =6,47 (kw)

 ndc=968 (vg/ph)

 u1=3

2.1 Chọn vật liệu : đai thang

Đai thường loại B có các thông số sau : ( bảng 4.3 sách 2)

bp=14mm b=17mm h=10,5mm y0=4mm A=138mm2

Đường kính bánh đai nhỏ d1 từ 140mm đến 180mm

Chiều dài giới hạn l từ 800mm đến 6300mm

2.2 Các thông số của bộ truyền

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền:C u = 1,14 vì u=3,14 > 2,5

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz= 0,95 vì có 2 đến 3 dãy đai

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr= 0,85 ( dao động nhẹ)

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai 6 6

0

2360

1,009 2240

L

L C

u L z r v

P Z

Lực vòng có ích : 1000 1000.6, 47 709, 2

9,123

dc t

P F

10

v v

F

v A

= 1200 Kg/m3 (là khối lượng riêng của đai: Đai vải cao su)

0 1

1

2

F

y E d

2.5 Tuồi thọ đai

m: Chỉ số đường cong mỏi, đối với đai thang m=8

r

 : Giới hạn mỏi của đai thang r= 9MPa

i: Số vòng chạy của đai trong 1s

Thông số đầu vào:

1 1 1 1

6,15( ) 3,75 322,67( / ) 182020,33( )

Số chu kì làm việc cơ sở:

NFO=NFO1=NFO2=5.106 chu kì

Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Chọn sơ bộ ZR.Zv.KL KxH = 0,9

Khi tôi cải thiện SH = 1,1

1 0, 285 0, 285.3, 75.430, 4 1

e e

z u z

Đường kính chia ngoài de1=mz1=4.29=116 (mm)

de2=mz2=4.109=436 (mm)Đường kính trung bình và môđun vòng trung bình:

dm1 = (1 – 0,5be) de1 = (1 - 0,5.0,285).116 = 99,47 (mm)

dm2 = (1 – 0,5be) de2 = (1 - 0,5.0,285).436 = 373,9 (mm)

3.4 Kiểm nghiệm răng về dộ bền tiếp xúc :

Kiểm nghiệm bộ truyền răng theo độ bền tiếp xúc

[σH] = 1 H 12

m1

2T K u 1 0,85.bd u

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Với bánh răng côn thẳng KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

bd 1

1 m H

K K T 2

bd v

3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền răng theo độ bên uốn:

Điều kiện bền uốn:

[σ’F] =

1

1 β ε 1

85 , 0

2

m nm

F F

d m b

Y Y Y K T

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1 +

α β 1

1

2

ν

F F

m F K K T

d b

δF = 0,016 ( hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp)

go = 61 ( hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng)

    MPa < [σF2]max=234,5MPa

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo 6.48 với k qt Tmax 2

Đạt yêu cầu về quá tải

3.7 Các thông số hình học của bánh răng:

Thông số Ký hiệu Giá trị

hfe2 4,8(mm)Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 123,73(mm)

dae2 438,1(mm)

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số đầu vào:

1 1 1 1

5,84( ) 2,85 86,04( / ) 648210,13( )

NFO=NFO1=NFO2=5.106 chu kì

Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw=315 (mm)

Mô đun răng : m = (0.01÷0.02)aw=(3,15÷6,13) mm

Z

Z   (không đổi so với ban đầu)

0

1 2 w

m z z c

mz

d

cos cos

4.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

ZM= 274 MPa1/3 (hệ số kể đến cơ tính vật liệu )

b t

KH = KHβ KHα KHv

KHβ = 1,05 ( bảng 6.21 sách 1 )

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Với bánh răng trụ răng thẳng KHα = 1,13 ( bảng 6.14 sách 1 )

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

bd 1

1 m H

K K T 2

bd v

Vậy bánh răng thỏa độ bền tiếp xúc

4.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn:

1

2

ν

F F

m F K K T

d b

Với w

0 3

νF δ F g v a

u

=

δF = 0,006 ( hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp)

go = 82 ( hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng)

2.648210,13.1,52.0,578.0,914.3,78

60, 42 99,5.163,64.4

    MPa < [σF2]max=234,5MPa ( điều kiện uốn được đảm bảo)

4.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo 6.48 với k qt Tmax 2

dw2

163,64 (mm)466,36 (mm)Đường kính vòng đỉnh da1= d1+2m

da2= d2+2m

171,64 (mm)474,36 (mm)Đường kính vòng đáy df1= d1-2,5m

df2= d2-2,5m

153,64 (mm)456,36 (mm)

b2

99,5 (mm)94,5 (mm)

PHẦN 5: KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU CỦA HỘP GIẢM TỐC

Hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp thì điều kiên bôi trơn là mức dầu ngập hết chiều rộng vành răng của bánh răng côn lớn thì không ngập quá 1/3 bánh kính bánh răng trụ răng nghiêng lớn Nghĩa là

Mức dầu cao nhất là 138,61 (mm)

Mức dầu thấp nhất là 118 ( mm)

PHẦN 6 : CHỌN KHỚP NỐI

NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Trong nối trục đàn hồi, hai nửa gối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi Nhờ

có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù lại độ lệch trụcMomen xoắn trục III: T = 1774610,8 Nmm

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

dc = 24 mm d1 = 16 mm D2 = 32 mm l = 95 mm l1 = 52 mm

l2 = 24 mm l3 = 56 mm h = 3mm

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

Kiểm nghiệm bền dập của vòng đàn hồi

trong đó T là momen xoắn trên trục thứ k

[τ] là ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ] = 30 MPa

7.3 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Sơ đồ khoảng cách giữa các điểm đặt lực tương tự hình vẽ phác họa kết cấuHGT sau:

Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k 1 , k 2 , k 3 , h n

Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh đai :

lm12 =(1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5).32 = 38,4…48 (mm)

Chọn ηlm12 η= 40mm

Chiều dài may-ơ bánh răng côn thẳng , bánh răng trụ răng nghiêng:

Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

lm13=(1,2…1,4)d1 = (1,2…1,4).35= 38,4…44,8 (mm)

lm13< b=64,29mmChọn lm13 = 65mmChiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

lm23=(1,2…1,4)d2 =(1,2  1,4).50=60…70 (mm)Chọn lm23 = 70mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng nhỏ:

lm22=(1,2…1,5)d2 = (1,2  1,5).50 = 60…75 (mm)Chọn lm22 = 70(mm)< 99,5(mm)=chiều rộng bánh răng trụVậy chọn lm22=99,5(mm)

Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn:

lm32 =(1,2…1,5)d3 = (1,2…1,6).70 = 84…112 (mm)Chọn lm32 = 110mm

Chiều dài mayơ khớp nối

lm33 =(1,4…2,5)d3 = (1,4…2,5).70 = 98…175 (mm) Chọn lm33 = 165mm

+ Trong mặt phẳng XOZ:

1 1

6660,66 4921,53

7.5 Tính chọn then cho các trục và kiểm nghiệm then:

Chọn then tại các vị trí có bánh đai, bánh răng và khớp nối (bảng phụ lục 13.1 sách 2)

Chiều rộng then: b(mm)

Chiều cao then: h(mm)

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1(mm)

Chiều sâu rãnh then trên mayơ: t2(mm)

Chiều dài then l=(0,8…0,9)lmjk ( sau đó chọn chiều dài theo tiêu chuẩn )

+ Tại bánh đai l=(0,8…0,9).40= (32…36) =>Chọn l=36 mm+ Tại bánh răng côn nhỏ l=(0,8…0,9).40= (32…36) =>Chọn l=36 mm+ Tại bánh răng côn lớn l=(0,8…0,9).70= (56…63) =>Chọn l=60 mm+ Tại bánh răng trụ nhỏ l=(0,8…0,9).99,5= (79,6…89,6)=>Chọn l=80 mm+ Tại bánh răng trụ lớn l=(0,8…0,9).112= (89,6…100,8)=>Chọn l=100 mm+ Tại khớp nối l=(0,8…0,9).165= (132…148,5) =>Chọn l=140 mm

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

[d]: ứng suất dập cho phép ( MPa)

Theo bảng 9.5 ( sách 1), với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 100 MPa

[c ]: ứng suất cắt cho phép (MPa)

[c] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa  chọn [c] = 60 MPa

( Giá trị tính được không được qua giá trị cho phép 5%)

Bảng kiểm nghiệm then:

Vị trí tại Ứng suất dập d (MPa) Ứng suất cắt c (MPa)

Vậy tất cả các then đều thỏa mãn điều kiện bền

7.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

s t

³ +

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σa, σm: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

σm = 0 σa = σmax =

j

j W M

τa, τm: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

τm = τa = max

0

T W

d

-Trục có 2 rãnh then:

3 2

32

d bt d t W

o

d bt d t W

d

-Các thông số đầu vào trong việc kiểm nghiệm trục

Do ổ lăn nằm trong hộp giảm tốc nên dùng cấp chính xác thường, có độ đảo hướng tâm 20 μm.

Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d = 40 mm

Tra bảng phụ lục 9.4 (sách 2) với cỡ nhẹ ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7208có: Co = 32,5 kN C = 46,5 kN

α η= 140 => e = 1,5 tgα = 0,374

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải trọng động được tính theo công thức:

m d

C =Q L

Trong đó Q: tải trọng động quy ước kN

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quaym: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lănVới ổ bi đũa côn m= 10/3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, ta có :

6

10 60.

h

L L

n

=Với Lh = (10 25)103giờ ηkhi tính cho hộp giảm tốc

Xác định tải trọng động quy ước

Ta có công thức

Q = (XVFr + YFa)K K t

Trong đó:F rvà F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

Klà hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.2 (sách 2) với đặc tính làm việc 1 ca đủ tải : K=1,2

X là hệ số tải trọng hướng tâm

Y là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm trên các ổ là :

Dựa vào bảng 11.1 ( sách 2) và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:

= (1.1.7283,46 + 0.2260,9).1.1,2 = 8740,1 NNhư vậy chỉ cần tính với ổ tại C là ổ chịu tải lớn hơn

=> Q = 8740,1 N Tải trọng tương đương:

m i i m

i

Q L L

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ( tại C) :

Khả năng tải tĩnh của ổ: Qt ≤ C0

Với Qt là tải trọng tĩnh quy ước, lấy giá trị lớn hơn trong các công thức sau

Qt = XFr + YFa

Qt = Fr

Với X0,Y0 :Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Tra bảng 11.6 ( sách 2) với ổ đũa côn 1 dãy

Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d = 50 mm

Tra bảng phụ lục 9.4 (sách 2) với cỡ nhẹ ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7210có: Co = 56 kN C = 40 kN

α η= 140 => e = 1,5 tgα = 0,374

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải trọng động được tính theo công thức:

m d

C =Q L

Trong đó Q: tải trọng động quy ước kN

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quaym: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lănVới ổ bi đũa côn m= 10/3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, ta có :

6

10 60.

h

L L

n

=Với Lh = (10 25)103giờ ηkhi tính cho hộp giảm tốc

Theo đề bài Lh =6720(h)

Trong đó:F rvà F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

Klà hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.2 (sách 2) với đặc tính làm việc 1 ca đủ tải : K=1,2

X là hệ số tải trọng hướng tâm

Y là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm trên các ổ là :

Dựa vào bảng 11.1 ( sách 2) và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:

QE = (XEVFrE + YEFaE ) K K t

= (1.1.7025,08 + 0.2180,73).1.1,2 = 8430,1 NNhư vậy chỉ cần tính với ổ tại H là ổ chịu tải lớn hơn

=> Q = 12288,62 N Tải trọng tương đương:

m i i m

i

Q L L

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ( tại H) :

Khả năng tải tĩnh của ổ: Qt ≤ C0

Với Qt là tải trọng tĩnh quy ước, lấy giá trị lớn hơn trong các công thức sau

Qt = XFr + YFa

Qt = Fr

Với X0,Y0 :Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Tra bảng 11.6 ( sách 2) với ổ đũa côn 1 dãy