Đề tài số 7 Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCMKHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: MSSV: Giáo viên hướng dẫn: Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ: ĐỀ TÀI Đề số 7:

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: MSSV:

Giáo viên hướng dẫn:

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG

TRỘN

Phương án số: 1

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; 5 – Thùngtrộn Chiều quay như hình vẽ

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục thùng trộn, P ( KW) = 3

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 40

Thời gian phục vụ, L (năm): 3

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

(1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 35s ; T2 = 0.6T ; t2 = 28s

Yêu cầu :

01 thuyết minh , 01 bản vẽ lắp A0 , 01 bản vẽ chi tiết

Nội dung thuyết minh :

1 Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy :

a Tính toán các bộ truyền hở ( đai, xích hoặc bánh răng)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõitrong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu mộtnền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyềnđộng 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 thốngtruyền 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, cóthể 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 bộphận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu và thiết kếhộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong cácmôn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật và giúp sinh viên cócái 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 chitiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiệncác sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điềurất 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 tránhkhỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ :

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống :

 Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọn được các hiệu suất sau:

- Hiệu suất nối trục đàn hồi:  kn 0.99

- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1:  br1 0.98

- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: br2  0.98

- Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn:  x 0.96

- Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol 0.99

 Hiệu suất truyền động :

1.1.2 Tính công suất cần thiết :

 Công suất tính toán:

dt ct

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

 Số vòng quay trên trục công tác: n lv 40 vòng/phút.

 Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống :

16 2 32

ch h x

u  u u   

Với : uh = 16 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40)

ux = 2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích ( 2 ÷ 5)

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

nsb  n ulv t  40 32 1280  

vòng/phút

 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

1440

36 40

dc t

lv

n u

Với u1 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

u2 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

 Tỉ số truyền của bộ truyền xích:

1 2

36 2.25

4 4

t x

3

3,2584 0,99 0,93

2

3,2584

3,35850,98 0,99

2 1

1

3,3585

3,4616 0,98 0,99

1

1440

360 4

n n

2

360

90 4

1.3.4 Tính toán moment xoắn trên các trục:

 Moment xoắn trên trục động cơ:

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:

2.1.1 Chọn loại xích:

 Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3 :

P3 = 3,2584 Kw, với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 90 vòng/phút

 Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

2.1.2 Thông số bộ truyền:

 Theo bảng 5.4 Tài liệu [1], với u=2.25 ta chọn số rang đĩa xích nhỏ z1= 27, do

đó số rang đĩa xích lớn z2= z1 ux =27 x 2.26 = 61 < zmax=120

 Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:

P P k k kt  3 .z n  3,2584 2,262 0.93 2.22 15,2171 W     K

Trong đó: Với z1 = 27 ,

01 1

25 0.93 27

z

z k z

với n01=200vg/ph,

01 3

200

2.22 90

n

n k n

k0 = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 600)

ka = 1 – Hệ sô kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

kbt =1.3 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu)

 Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 =200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc = 31.75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] =19.3 (Kw)

 Đồng thời theo bảng 5.8, bước xích pc = 31.75mm < pc max.

 Khoảng cách trục a = 40.pc = 40 x 31.75 =1270mm

 Theo công thức (5.12) Tài liệu [1] số mắc xích:

k F F F

Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]

 Đường kính vòng đáy răng:

- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi

- A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề

Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:

0.47 0.39 (2525,89 1.2 3.745) 2.1 10 / (262 1) 457,7794MPa     5  

- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.

- A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề

Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1:

 Thời gian phục vụ : L = 3 năm

 Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,160 ngày/ năm, 3 ca/ngày, 8 giờ/ca

 Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng)

- Tỷ số truyền: ubr1 = 4

- Số vòng quay trục dẫn : n1 = 1440 ( vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 22957,14 Nmm

 Cặp bánh răng cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng)

- Tỷ số truyền: ubr2 = 4

- Số vòng quay trục dẫn : n2 = 360 ( vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 89093,54 Nmm.

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:

 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

2

1,6 10

0.405 10 4

HE HE

N N

1, 4 10

0.36 10 4

FE FE

Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0Hlim  2HB 70; S

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Thép 45 tôi cải thiện nên s  H 1.1, do đó :

1

530 481.811.1

HL

H HL

H

K

MPa s

K

MPa s

Với K FC 1 (do quay 1 chiều), s  F 1.75– tra bảng 6.2 Tài liệu [1]

441

1 2521.75

Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn m n 2.5mm

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  100

 Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

 

w 1

2 os 2 160 os(10)

25.2 ( 1) 2.5 (4 1)

100

4 25

m

z u z

a



2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2cos 2 cos(11.67

1.73 sin 2 sin 2 20.44

b H

- Hệ số trùng khớp doc:

0

1.75 1 2.5

Z





 KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: K H K HK HK Hv

- K H 1.11: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:

w w1

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 64 mm

Bề rộng vành răng : bw  aw ba  0.4 160 64(   mm ) chọn b = 65(mm)

-1 2

2 2 89093,54 1.11 1.13

H w w Hv

H H

v b d K

da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:

[ H cx]  [ H] Z Z KV R xH  495.45 1 0.95 1 470.68     Mpa (2)

Như vậy từ (1) và (2) ta có: H  [ H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

2 2 89093,54 1.24 1.37

F w w Fv

F F

v b d K

T K  K 

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Với m=2.5 mm, YS=1.08 – 0.0695ln(2.5)=1.022; YR=1 (bánh răng phay);

KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt= 1.8

 Theo (6.48) tài liệu [1], ứng suất tiếp quá tải:

- F2 max F1.K qt 55.05 1.8 99.09  MPa[F2]max 360MPa

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

 Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB

 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB

2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép:

 Số chu kì làm việc cơ sở:

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0Hlim  2HB 70; S

2

1,6 10

0,405 10 4

HE HE

N N

2

1,4 10

0,36 10 4

FE FE

Suy ra K HL1 K HL2 K FL1 K FL2 1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Thép 45 tôi cải thiện nên s  H 1.1, do đó :

1

530 481,811,1

HL

H HL

H

K

MPa s

K

MPa s

Với K FC 1 (do quay 1 chiều), s  F 1.75– tra bảng 6.2 Tài liệu [1]

441

1 2521,75

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w1 =a w2 =160Mmm

Trị số bađối với cấp nhanh nhỏ hơn 20… 30% so với cấp chậm nên :

Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2cos 2cos(11, 67

1,73 sin 2 sin 2 20, 44

b H

Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: K H K HK HK Hv

- K H 1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:

w w1

H H

v b d K

công độ nhám Ra=2,5μm do đó Zm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng

da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:

[ H cx]  [ H] Z Z KV R xH  495,45 1 0,95 1 470,68     Mpa (2)

Như vậy từ (1) và (2) ta có: H  [ H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

F F

v b d K

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Với m=2,5 mm, YS=1,08 – 0.0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay);

KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt= 1,8

 Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

- F2 max F1.K qt 16,63 1.8 29,934  MPa[F2]max 360MPa

2.2.2.7 Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m=57.75 df2=249.75

Tra bảng động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động

cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất, loại 3K112S4 2p = 4 :

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

Dựa vào bảng 10.3 Tài liệu [1] ta được trị số các khoảng cách k1, k2, k3 và hn

 k1 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 = 8(mm) - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

 k3 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 hn = 15(mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Dùng các ký hiệu :

 k - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i- số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 - các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s - với s là số chi tiết quay

 l k1 - khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 lki - khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

 lmki

- chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 l cki- khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp

giảm tốc đến gối đỡ

 b ki - chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

Dựa vào bảng 10.4 Tài liệu [1] : Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục, hình 10.9

Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d2 = 30mm : b0 = 19mm

Quy các lực về dầm sức bền:

Tính các phản lực tại gối tựa:

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A:

Tổng momen tại A theo phương x :

Nhận xét : RAY, RBY < 0 => chiều RAY và RBY ngược chiều chọn ban đầu

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A:

Tổng momen tại A theo phương y:

Biểu đồ moment uốn, xoắn:

Tính các momen tương đương tại các tiết diện :

Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M13td = 32666,53 Nmm

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

Tính các phản lực tại gối tựa:

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A:

Tổng momen tại A theo phương x :

2 3 2 54 3 (54 149.5)

54 149,5 66.520240,64 19637,44 273,79 54 1062,54 203.5

270853,4

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A:

Tổng momen tại A theo phương y:

Phương trình cân bằng lực theo phương x:

Phản lực tai gối A theo phương ngang:

Biểu đồ moment uốn, xoắn:

Tính các momen tương đương tại các tiết diện :

26078,22 6037,2 0.75 89093,54 81668,6356751,1 130002,85 0.75 89093,54 161476,540

Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M23td =161476,54 Nmm

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

Tính các phản lực tại gối tựa:

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A:

Tổng momen tại A theo phương x :

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A:

Tổng momen tại A theo phương y:

Biểu đồ moment uốn, xoắn:

Tính các momen tương đương tại các tiết diện :

0,750

107064,96 92573,32 0,75 345752,44 331196,8206238,67 0 0,75 345752,44 363583,49

0.75 345752,44 299430,4

td td

Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M33td = 363583,49 Nmm

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

13 33

13

363583,49

41,740.1[ ] 0.1 50

td M

Như vậy các đường kính trục vừa chọn thỏa điều kiện

2.3.7 Chọn và kiểm nghiệm then:

Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có :

Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa

Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 Mpa

Dựa theo bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then b h theo tiết diện lớn nhất của trục

Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo

l lv  l b t : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn

Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết diện then:

 [s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = 1.5 ÷ 2.5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2.5 ÷ 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

 s j

, s j

hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại tiết diện j

(8)Với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn

j

bt d t d

bt d t d

 Hệ số K xvà K y tra theo bảng 10.8 và 10.9 tài liệu [1]

Các trục được gia công trên máy tiện, tai các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra =2,5 ÷0,63 m , do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt gây Kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tang bền bề mặt, do đó hệ số tang bền Ky=1

  và   – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 tài liệu [1]

 K và K – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của

chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tra theo các bảng 10.11; 10.12 và 10.13 tài liệu [1]