đề tài thiết kế hệ thống dẫn động thùng quay

Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc bộ truyền bánh răng nghiêng....12 IV... Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu

+Bộ môn CSTKM

Khoa: Cơ khí BÀI TẬP LỚN

-oOo - MÔN HỌC : CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện :… Trần Xuân Lợi ……….MSSV:1914050

- Thời gian phục vụ: 6 năm

(1 năm làm việc 300 ngày , mỗi ngày làm việc 8 giờ)

Giáo viên hướng dẫn: GS.TS Nguyễn Thành Nam Chữ Ký

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

Danh mục bảng biểu 4

Danh mục hình ảnh 4

I Phân tích phương án – Chọn động cơ điện – Phân phối tỉ số truyền 5

II Tính toán thiết kế bộ truyền đai 7

III Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ truyền bánh răng nghiêng) 12

IV Tính toán thiết kế trục – Thiết kế then 15

V Tính chọn ổ lăn trong hộp giảm tốc và nối trục và các chi tiết máy phụ 24

TÀI LIỆU THAM KHẢO 31

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 khí hiện 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 không thể thiếu.

Bài tập thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý,Sức bền vật liệu 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,… 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.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Thành Nam đã hướng dẫn tận tình và cho giải đáp các thắc mắc trong quá trình tính toán thiết kế để hoàn thành bài tập này.

Sinh viên thực hiện Trần Xuân Lợi

Danh mục bảng biểu

Bảng 1.Đặc tính hệ thống 7

Bảng 2 Thông số bộ truyền đai 11

Bảng 3 Thống số bộ truyền bánh răng 15

Bảng 4 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn trục I và trục II 24

Bảng 5 Thông số vỏ hộp giảm tốc 28

Bảng 6.Dung sai lắp ghép trục với bánh răng 29

Bảng 7 Dung sai lắp ghép ổ lăn 29

Bảng 8 Dung sai lắp ghép then 30

Danh mục hình ảnh Hình 4 1Phân tích lực trục I 15

Hình 4 2Phác thảo kết cấu trục I 16

Hình 4 3 Biểu đồ mooment trên trục I 18

Hình 4 4 Phân tích lực trên trục II 20

Hình 4 5 Phác thảo kết cấu trục II 21

Hình 4 6 Biểu đồ mooment trên trục II 22

I Phân tích phương án – Chọn động cơ điện – Phân phối tỉ số

- Thời gian phục vụ: 6 năm

(1 năm làm việc 300 ngày , mỗi ngày làm việc 8 giờ)

1 Tính công suất cần thiết:

- Công suất trên xích tải:

- Tính hiệu suất truyền động:

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động :

ηch = ηđ ηbr (ηol )3 ηnt=0,95.0.97.0,993.0.98=0,876

Hiệu suất đai , bánh trăng , ổ lăn nối trục xích tra theo bảng 3.3[1]

Trong đó :

ηđ= 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai

ηbr= 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng

ηol=0,99: Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηnt=0.98 : Hiệu suất nối trục

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

5, 25

5,9930,876

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

- Số vòng quay của trục công tác:

6.10 6.10 2,5

63,662.750

lv

V n

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:

phút), ta chọn động cơ 4A160S8Y3 với thông số như sau:

Ký hiệu Công suấtP

- Tính công suất trên các trục:

III lv

P  P =5,25 ( kW )

5, 25

5, 4110,99.0,98

III II

II I

dc

P T

n

(Nmm)

6 6 5, 259,55.10 9,55.10 782970, 251

64, 035

III III

III

P T

II

P T

I

P T

dc I

64,0355,7

I II

II III

II Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Thông số đầu vào: công suất P1=5,993 kW, số vòng quay n=730 vg/ph và tỷ số truyền uđ=2

v n d  

(m/s) <25 m/s (thỏa điều kiện )

3 Chọn hệ số trượt tương đối ξ=0,02, tính đường kính bánh đai lớn: d 2 :

d2 = 𝑢đ𝑑1 (1 − 𝜉) =2.180.(1-0,02)= 352,8 mm

chọn d 2 =360 mm theo tiêu chuẩn

Tỷ số truyền thực tế:

2 1

360

2, 04.(1 ) 180.(1 0,02)

d u

- Theo bảng 4.3[1] và theo tiêu chuẩn ta chọn đai có chiều dài L=2000 mm=2 m

-Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây

v n d  

(m/s)6,88

3, 442

v

i

L

s-1 <[i]=10s-1 Điều kiện thỏa mãn

- Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn:

94

0

mmGiá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

- Kiểm nghiệm a theo điều kiện:

2(d 1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55(d 1 + d 2 ) + h

2.(180+360) ≥ a ≥ 0,55(180+ 360) + 10,5

1080 ≥ a ≥307,5 Thỏa điều kiện

5 Góc ôm đai bánh đai nhỏα 1 :

Rad

- Kiểm tra điều kiện trượt trơn:

α 1 > 120 o

6 Xác định số đai:

1 0

[ ] u L Z r V

P z

Cu=1,125 vì theo nội suy theo u=2

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai 𝐶𝑧 , ta chọn sơ bộ bằng 1 :Cz=1

-Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: 𝐶𝑟 = 0,85.(Theo bảng 4.8 tài liệu[1])

-Hệ số xét đén ảnh hưởng chiều dài đai:

6 6

0

2000

0,982240

L

L C

L

Theo bảng 4.8[1], ta chọn [𝑃0] = 2,574 𝑘𝑊 khi 𝑑 = 180 𝑚𝑚; 𝐿0 = 2240𝑚𝑚, 𝑣 = 6,88 (𝑚/𝑠) vàđai loại B

1 0

5,993

2,51[P ] U L Z r V 2,574.0,96.1,125.0,98.1.0,85.1, 03

P z

1 0

1 1

1000 1000.5,993

871, 086,88

t

P F

v

(N)-Lực vòng trên mỗi dây đai : 290,36 (N)

m r

11 Bảng thông số của bộ truyền đai:

Thông số bộ truyền đai

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ, mm 188,4

Đường kính ngoài của bánh đai lớn, mm 368,4

Bảng 2 Thông số bộ truyền đai

III Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc (bộ

truyền bánh răng nghiêng)

Thông số cho trước: Công suất P I = 5,693(hoặc T I =148953,836), số vòng quay n I =365và tỷ số truyền u II =5,7.

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu (theo bảng 6.13[1])

Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện, đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB1=260; đối với bánh bị dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB2=245

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ]

MPaỨng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

Theo bảng 6.15 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ψ ba =0,3 ¸ 0,5, chọn

ψba =0,4 theo tiêu chuẩn

Khi đó :

bd

0, 4

1,342

- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính K H = K H  theo bảng

Theo bảng 6.4 tài liệu [1], ta chọn và tính được K H  =1,144, K F  =1,23

mm

-Theo tiêu chuẩn ta chọn aw=250 mm

5 Chọn mô đun m n theo khoảng cách trục a w.

0 1

w

mz (u 1)cos

5, 76

- Kiểm tra sai số :

≤ 2÷3%.( Thỏa điều kiện )

8 Xác định kích thước bộ truyền bánh răng

Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 tài liệu [1], ta chọn KHv=1,03 ;KFv=1,06

10 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực vòng

1 t1 t 2

MPa <[sH]=458,18MPa

12 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

d2=429,6Đường kính vòng đỉnh (da, mm) da1=78,6

da2=433,6Đường kính vòng đáy (df, mm) df1=69,6

df2=424,6Chiều rộng vành răng (bw, mm) bw1=105

1.1Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:

Vật liệu trục thép C35( σch=304MPa,σb=510 MPa,σ-1=255 MPa, τ-1=128 MPa)

Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [τ ]=20 MPa

- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=35mm

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [2] xác định được chiều rộng ổ lăn

b01=21mm

1 2 Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó:

Hình 4 1Phân tích lực trục I

-Lực tác dụng lên bộ truyền đai :

1 0

1 t1

Hình 4 2Phác thảo kết cấu trục I

- Tính toám mô men uốn và xoắn trên các trục

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng moment tại điểm B là :

F + R + R - F = 0

R = F - F- R = 3993 1227 138- - = 2628N

- Vẽ biểu đồ mô men uốn và xoắn trên các trục

Hình 4 3 Biểu đồ mooment trên trục I

1.4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:

- Xác định các tiết diện nguy hiểm

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí D

+ Mômen uốn tại D

M = M + M = 73820,79 + 229908,75 = 241470

Nmm+Mômen xoắn tại D:

td 33

Ta bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳđối xứng biên độ:

D D

MW

a

s = s =Trục có một then, với đường kính d=45mm, ta chọn then có chiều rộng b=14mm;chiều cao h=9mm;chiều sâu rãnh then trên trục t=5,5mm;chiều sâu rãnh then trên mayơ t1 =3,8mm.Khi

- Chọn then cho các tiết diện trục có mối ghép then

Trục có 2 then , với đường kính d=45mm, ta chọn then có bề rộng b=14mm;chiều cao

h=9mm;chiều sâu rãnh then trên trục t=5,5mm;chiều sâu rãnh then trên mayơ

t1=3,8mm.Chiều dài layơ ta chọn là l=85mm Vật liệu then chọn là thép C35

Chọn chiều dài l của then theo tiêu chuẩn l=70 mm (phụ lục 13.1 [4] )

- Kiểm nghiệm theo theo ứng suất dập

2.Trục II

2.1Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:

Vật liệu trục thép C35( σch=304MPa,σb=510 MPa,σ-1=255 MPa, τ-1=128 MPa)

Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [τ ]=20 MPa

- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2=60mm

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [2] xác định được chiều rộng ổ lăn

b02=31mm

Hình 4 4 Phân tích lực trên trục II

-Lực tác dụng lên bộ truyền đai :

1 0

-Chọn kích thước dọc trục : l» l1+ 2x w+ Trong đó :

l2=b2 =100mm

x =10-Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc ,

w=55÷95 khi TII =800÷1000 Nm

Suy ra l 100 2.10 60 180mm= + + =

Khoảng cách f chọn trong bảng 10.3[1] không nhở hơn 95÷135mm , nên ta chọn f =100mm

- Tính toán lực tác dụng tại các gối đỡ:

Các khoảng cách còn lại được chọn như hình vẽ:

Hình 4 5 Phác thảo kết cấu trục II

- Tính toám mô men uốn và xoắn trên các trục:

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng moment tại điểm B là :

R = - R + F = - 112 1465 1353+ = N

- Trong mặt phẳng xz, các lực phân bố đối xứng so với hai gối tựa nên ta có:

- Vẽ biểu đồ mô men uốn và xoắn trên các trục

Hình 4 6 Biểu đồ mooment trên trục II

2.4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:

- Xác định các tiết diện nguy hiểm

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí D

+ Mômen uốn tại D

M = M + M = 121773 +179685 = 217060

Nmm

+Mômen xoắn tại D:

Ta bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳđối xứng biên độ:

D D

MWa

s = s =

Trục có một then, với đường kính d=55mm, tra bảng phụ lục 13.1 tài liệu [4], ta chọn then có chiều rộng b=16mm;chiều cao h=10mm;chiều sâu rãnh then trên trục t=6 mm;chiều sâu rãnh then trên mayơ t1 =4,3mm.Khi đó :

a

MPa+Ứng suất xoắn : 0

- Chọn then cho các tiết diện trục có mối ghép then

Trục có 1 then , với đường kính d=55mm, ta chọn then có bề rộng b=64mm;chiều cao

h=10mm;chiều sâu rãnh then trên trục t=6mm;chiều sâu rãnh then trên mayơ t1=3,8mm Chiều dài mayơ ta chọn là 70 mm.Vật liệu then chọn là thép C45

- Kiểm nghiệm theo theo ứng suất dập

3 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

-Bảng kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn trục I và trục II

Bảng 4 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn trục I và trục II

V Tính chọn ổ lăn trong hộp giảm tốc và nối trục và các chi tiết máy phụ

Theo phụ lục 9.3[4] chọn sơ bộ ổ đỡ chặn kí hiệu 46307 có :

d=35mm ,D=80mm,B=21mm,r=2,5mm,r1=1,2mm ,C=33400N,C0=25200N,số vòng quay cho phép 6300 vòng / phút

0, 61

a rB

Ta chọn ổ theo ổ bên trái vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn

1.5 Tải trọng động quy ước:

Q = (XVF + YF )K Ks = (0, 41.1.854 0,87.1836)1, 2.1 2334+ = N

1.6 Tuổi thọ tính theo triệu vòng:

h 6

3

C = Q L= Q L= 2334 315,36= 15887N <C=33400 N

Vậy đã chọn ổ lăn cỡ trung phù hợp

1.8 Tuổi thọ xác đinh theo công thức sau:

0, 26

a rB

aA 2

F = S = 530,64 N

Ta chọn ổ theo ổ bên trái vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn

2.5 Tải trọng động quy ước:

Q = (XVF + YF )K Ks = (0,56.1.2000 1,99.530, 64)1, 2.1 2611+ = N

2.6 Tuổi thọ tính theo triệu vòng:

h 6

3

C = Q L= Q L= 2611 55,33= 9949N <C=33400 N

Vậy đã chọn ổ lăn cỡ trung phù hợp

2.8 Tuổi thọ xác đinh theo công thức sau:

Chọn vật liệu C45 với ứng suất uốn cho phép F  =90 MPa , ứng suất dập giữa chốt và ống

8, 7

,3

- Chọn vỏ hộp giảm tốc đúc, vật liệu gang xám GX15-32

- Xác định các thông số chính của vỏ hộp giảm tốc theo kết cấu:

Chiều dày: Thân hộp δ

Nắp hộp δ1

δ=0,03.a+3=0,03.250+3=10,5>6chọn δ =10

δ1=0,9 δ=9,45mmGân tăng cứng: Chiều dày e

Chiều cao h

Độ dốc

e=1.δ=10mmm h<58mmkhoảng 20

Chiều dày bích thân nộp S3

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

∆ ≥ (1 ÷ 1,2) δ⇒ ∆ =12mm

∆1 ≥ (3 ÷ 5) δ ⇒ ∆1 = 40 (mm)

∆2 ≥ δ = 10 (mm)

- Nút tháo dầu : dùng để xả dầu cũ ra ngoài.

- Que thăm dầu : kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc

- Vòng phớt : nhăn không cho bụi bặm từ bên ngoài vào bên trong và ngăn dầu, mỡ chảy ra ngoài

- Vòng chắn dầu : có tác dụng không cho dầu bôi trơn bắn vào ổ bi, ngăn cách và cố định các

ổ bi với bánh răng

6 Dung sai lắp ghép

- Dung sai lắp ghép bánh răng: theo kiểu lắp trung gian H7/k6

- Dung sai lắp ghép ổ lăn: vòng trong ổ lăn lắp trên trục theo hệ thống lỗ, vòng ngoài ổ lăn lắp lên vỏ hộp theo hệ thống trục

- Dung sai lắp ghép then lên trục

- Bảng dung sai lắp ghép

Chi tiết Mối lắp Sai lệch giới

hạn trên (μm)

Sai lệch giới hạn dưới (μm)

Bảng 6.Dung sai lắp ghép trục với bánh răng

Chi tiết Mối lắp Sai lệch giới

hạn trên (μm)

Sai lệch giới hạn dưới (μm)

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí