Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 9

Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng DanhLỜI NÓI ĐẦU ---***--- Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.. Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng DanhT

Trang 1

Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: Dương Đăng Danh

MỤC LỤC

 Các thông số đầu vào………3

 Tính toán chọn động cơ……….4

 Thiết kế đai………8

 Thiết kế bộ truyền bánh răng……… 13

 Thiết kế trục và then………30

 Tính toán chọn ổ……….48

 Thiết kế kết cấu vỏ……… 54

 Thiết kế các chi tiết phụ……….56

 Dung sai lắp ghép………62

 Tài liệu tham khảo……… 65

Trang 2

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 cơkhí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động làcông 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 lànhững 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 thểnói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đốivới các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phậnkhông thể thiếu

Đồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta cóthể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy,Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật…, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việcthiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà côngviệc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổlăn,… Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung vàhoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh , các thầy cô 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 cô

Kính chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc

Trang 3

THÙNG TRỘN PHƯƠNG ÁN 9

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1- Động cơ điện; 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang;

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi; 4- Nối trục đàn hồi;

5- Thùng trộn

Số liệu thiết kế: phương án 9

Công suất trên trục thùng trộn, P : 3,5 KW

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 30(v/p)

Thời gian phục vụ, L(năm) : 6

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải:

T1= T ;T2 = 0,2T ;T3 = 0,2T ;t1= 12s ;t2 = 60s ;t3= 28s

Trang 4

PHẦN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN

Trong đó: uh = 8 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi

ud = 3 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

Trang 5

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb  nlv uch  30.24  720(vòng / phút )

3 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:

 Động cơ điện được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều kiện:

+ Pdc ≥ Pct = 1,57 (KW)+ nđb ≈ nsb

Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn động cơ

Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay cosφ % Tmax/Tdn Tk/Tdn

2 Tính toán số vòng quay trên các trục:

Trang 6

Trang 7

SVTH: Nguy n Anh Khoaễn Anh Khoa 6 MSSV: G0901235

Trang 8

Hình vẽ minh họa vị trí các trục:

Trang 9

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Số liệu đầu vào:

Công suất: P1 = 4 (KW)

Số vòng quay: nđc =720 (v/p)

Tỷ số truyền: ud = 3

Điều kiện làm việc: quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)

1.Chọn loại đai:

Dựa vào Pdc = 4 (KW) và n = 720 (v/p) và hình 4.22 trang 153 sách “Cơ

sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc và các thông số kĩ thuật trên ta

chọn đai dạng B

Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy“ của Nguyễn Hữu Lộc

ta có các thông số kĩ thuật của đai loại B là:

Trang 10

d 2  ud1 (1   )  3.180.(1  0, 01)  534, 6( mm)

Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối

Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240 (mm)

8.Số vòng chạy của đai trong 1s:

i L v  6,

2,78624  3, 03s 1   i  10s1

Với L là chiều dài đai L = 2,24 (m)

Điều kiện được thỏa

Trang 11

10.Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ:

  180o  57 560 180 136, 94o >120 0 thỏa điều kiện không xảy

Trang 12

15.Lực căng ban đầu:

Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn :  0  1, 5(MPa)

Trang 13

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn :

Giả sử góc biên dạng bánh đai:  38o

 f min  f ' sin(  2 )  0, 75.sin(19 o )  0, 244

Ta có giới hạn mỏi của đai : ζr = 9 (MPa.)

Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m= 8

(Các thông số đã tính : ζmax = 7,072 (MPa)

Trang 14

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:

1.Chọn vật liệu:

Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt

răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa

trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBI = 241÷285 ; ζbI = 850(Mpa);ζ=580(Mpa)

- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HBII = 192÷240 ; ζbII = 750(Mpa) ;

Trang 15

Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1

5.Ứng suất tiếp xúc cho phép đƣợc xác định sơ bộ:

Trang 16

Trang 17

Trang 18

 bd ba (u1)

 0, 25.(3, 081)

 0, 51

22b) Hệ số tập trung tải trọng K :Dựa vào bd ,tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tải trọng :

K H 1, 031; K F 1, 057

3.Khoảng cách trục:

Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:

Trang 20

Trang 21

Fa1  F t1.tg   2203, 61.tg (32, 94) 1427, 76( N)

8.Hệ số tải trọng động:

Với vận tốc v = 0,86 (m/s) và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác địnhđược hệ số tải trọng động:

2, 5.71

2, 5.23

Trang 22

KHv = 1,02 ; KFv = 1,04

9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

Trang 23

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):

Trang 24

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả

10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

Trang 25

Vậy độ bền uốn được thoả

11.Các thông số hình học của bộ truyền:

Khoảng cách trục:

aw = 140 (mm)Modun:

m = 2(mm)Chiều rộng vành răng:

bw = 35 (mm)

Trang 26

Tỉ số truyền:

u1 = 3,08Góc nghiêng răng:

d

1 m cos n.z1

 cos(32,94)  68, 51(mm)

d

2 m cos n .z2 

Trang 28

d) Hệ số tập trung tải trọng K :Dựa vào bd , tra bảng 6.4 ta các định được hệ số tập trung tảitrọng :

Trang 29

KHv = 1,02 ; KFv = 1,04

Trang 30

9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):

Trang 31

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả

10.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

Trang 32

 F1 3, 56.8056, 03.1, 087.0, 56 87, 29(MPa)

100.2

 F1  87, 29( MPa )  F1 191, 9( MPa)

Vậy độ bền uốn được thoả

7.Các thông số hình học của bộ truyền:

Khoảng cách trục:

aw =200 (mm)Modun:

m = 2Chiều rộng vành răng:

Trang 33

bw = 100 (mm)

Tỉ số truyền:

u1 = 2,6Góc nghiêng răng:

Trang 34

D.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:

- Mức dầu phải thỏa điều kiện: dầu ngập qua chân răng của bánh răng 2 và không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 để tránhmất công suất do khuấy dầu

Trang 35

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐC A.CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

Giới hạn bền: ζb = 850 MPa

Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng : [ζ ] = 63 MPa

Ứng suất xoắn cho phép:

[η ] =20 ÷ 25 MPa đối với trục vào ra của hộp giảm

tốc [η ] =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian

1.Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:

Theo công thức sau:

d  3 T 



0, 2 Trục 1:

Trang 36

Chọn d3 = 70 mm

Do lắp bánh đai vào đầu vào trục động cơ điện nên ta không cần quan

tâm đến đường kính trục động cơ điện

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

2.1 Theo bảng 10.2 trang 189 sách “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

Trang 37

Trang 38

Vẽ các lực không gian:

z

Trang 39

Trang 40

Trang 41

Xác định moment tương đương:

mm

0,1.70

d E1  0 mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau (trang 195 sách

Trịnh Chất), (các vị trí lắp then phải tăng thêm 5% độ lớn đường kính)

Trang 42

Trang 43

Trang 44

Ta có:

M tdj

Trang 45

Trang 46

 Fx32 = 8056,03 (N)

 F y32 = 2932,16 (N)

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

Lực vòng Fx32 tác dụng lên bánh răng theo hướng trục x vì vậy chiều lực

từ khớp nối tác dụng lên trục được chọn ngược chiều với Fx32 để có đựơc ứng suất lớn nhất tác dụng lên tiết diện trục lắp bánh răng, từ đó mà ta sẽ tìm đựơc tiết diện trục hợp ly nhất

Độ lớn lực từ khớp nối được xác định:

F x33   0, 2  0, 3  2.T3

D t

Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi

Từ bảng 16-10a trang 68 với T3 = 1137906,24 (Nmm) ta chọn Dt = 210

Trang 47

T

Trang 48

Trang 50

Trang 51

Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần

được kiểm tra về độ bền mỏi:

- Trục 1: tiết diện A1 (lắp bánh đai); tiết diện C1 (lắp bánh răng)

- Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng B2;C2

- Trục 3: tiết diện lắp bánh răng B3 ; lắp nối trục D3

Trang 52

-Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

-Ta dung dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199sách Trịnh Chất ta có: Kζ = 2.01

Trang 53

aj

Rãnh Lắp Rãnh Lắpthen căng then căng

-C1 34 2,28 2,44 2,32 1,86 2,38 2,42 2,37 8,19 65,53 10,63 2,28B2 45 2,36 2,44 2,41 1,86 2,46 2,51 2,52 12,33 59,62 6,81 2.47C2 60 2,48 2,97 2,47 2,28 2,58 2,57 3,20 28,71 44,79 2,86 3.18B3 70 2,64 2,97 2,58 2,28 2,74 2,68 3,07 8,74 44,03 9,01 2,89

-Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

D.TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CỦA THEN:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm

Đối với then đầu tròn thì lt = l - b

Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng

Ta có bảng kiệm nghiệm then nhƣ sau:

Trang 54

Trang 55

PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ A.TRỤC 1:

 Đường kính trục tại ổ: dB1 = dE1 = 30 (mm)

 Số vòng quay: n 1 = 240 (vòng/phút)

 Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ

ổ phù hợp.Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm

 Thời gian làm việc của ổ 2 năm thay 1 lần:

Lh = 2.250.2.8 = 8000 (giờ)

Vì lực dọc trục Fa (Fz13 ,Fz14 ) tự động triệt tiêu nhau nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy;tra bảng P2.7/ tr.255[1] ta chọn được ổ lăn có ký hiệu 206,là cỡ nhẹ có các thông số:

Vì FRB1 < FRE1 nên ta tính toán chọn ổ cho trục thông qua ổ E

b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

+ Tải trọng động qui ước:

Trang 56

Tải trọng thay đổi nên: (công thức 11.24 sách “cơ sở thiết kế máy”- “ Nguyễn HữuLộc”)

Khả năng tải động của ổ được bảo đảm

c) Khả năng tải tĩnh của ổ:

 Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi

thọ ổ phù hợp.Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm

Trang 57

Lh = 2.250.2.8 = 8000 (giờ)Lực dọc trục Fa (Fz22 ,Fz24 ) tự động triệt tiêu nhau tuy nhiên do qua trình chế

tạo không thể chính xác hoàn toàn và tải trọng tác động cũng tương đối lớn nên

Tải trọng động qui ước:

Trang 58

Khả năng tải động của ổ đƣợc bảo đảm.

 Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ

ổ phù hợp.Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm

Lh = 2.250.2.8 = 8000 (giờ)

Vì lực dọc trục Fa (Fz22 ,Fz24 ) tự động triệt tiêu nhau nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

; tra bảng P2.7/ tr.255[1] ta chọn được ổ lăn có ký hiệu 213, là cỡ nhẹ, vừa; có cácthông số: d= 65(mm); D= 120(mm); B= 23(mm); r= 2,5(mm); C= 44,9(kN); Co=34,7(kN)

a) Phản lực tại các ổ:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A3 :

Trang 59

F RA3  F x230  F y230  8443,152  1466, 082  8569, 49 N 

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C3 :

F RC3  F x231  F y231  ( 387,12) 2  1466, 082 1516, 33N 

Vì FRA3 > FRC3 nên ta tính toán chọn ổ cho trục thông qua A3

Tải trọng động qui ước:

Trang 60

Khả năng tải động của ổ đƣợc bảo đảm.

Trang 61

PHẦN VI: THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC

-Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộphận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôitrơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi

-Vật liệu là gang xám GX 15-32

-Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết

thuận tiện

-Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp

sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt

-Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2o

Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

1/ Chiều dày : + thân hộp  = 0,03a + 3 = 0,03.200 + 3 = 9 (mm) > 6 (mm)

Trang 62

5/ Kích thướt gối trục: chọn D=100

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3 , D2 (tra bảng (18.2 ) [2])

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ(k2 ): k2 = E2 + R2 + ( 3  5) mm = 49,451,4 mm

Chọn k2 = 50

Tâm bu lông cạnh ổ: E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lổ )

E2 = 1,6 d2 =25,6 ( không kể chiều dày thành hộp )

7/ Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa các bánh răng với thành trong hộp:   ( 1  1,2 )  = 10 mm

Giữa đỉnh răng với đáy hộp: t  ( 3  5 )  = 40 mm

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: 1   = 10 ( mm)

8/ Số lượng bulông nền z:

Z = (L + B ) /( 200  300 ) = ( 4  6 ) = 4

Định dạng
Số trang	72
Dung lượng	2,63 MB