Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động 2.. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp c.. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính gi

Trang 1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH

Sinh viên thực hiện : Phạm Nguyễn Quốc Bảo MSSV: 21200199

Người hướng dẫn : TS Phạm Huy Hoàng Ký tên:

Ngày hoàn thành : 08/06/2015 Ngày bảo vệ: 16/06/2015

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Đề: 14 – Phương án: 16

Trang 2

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1. Động cơ điện không đồng bộ 3 pha

2. Bộ truyền đai thang

3. Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ

4. Nối trục đàn hồi

5. Thùng trộn

Số liệu thiết kế:

• Công suất trên trục thùng trộn, P (kW) = 4

• Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 60

• Thời gian phục vụ, L (năm) = 4

• Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ

• Một năm làm việc 260 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ

• Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 15 giây; T2 =0,9T ; t2 = 28 giây

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 bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy

a. Tính toán các bộ truyền đai thang

b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

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

e. Chọn ổ lăn và nối trục

f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác

3. Chọn dung sai lắp ghép

4. Tài liệu tham khảo

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:

Trang 3

Tp Hồ Chí Minh, ngày 08 tháng 06 năm 2015 Giảng viên hướng dẫn

MỤC LỤC

LỜI MỞ ĐẦU

Trang 4

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặtkhác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việcthiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộchiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệthống 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 nóđóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thốngtruyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể 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 Chi tiết máy, Vẽ

kỹ thuật…; 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 vớicác chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn, trục … Thêm vào đó, trong quá trình thực hiệncác sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí, đây là điều rất cần thiết vớimột sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy TS Phạm Huy Hoàng, các thầy cô và các bạn trongkhoa 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 rấtmong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện Phạm Nguyễn Quốc Bảo

Trang 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CỦA ĐỘNG CƠ VÀ CHỌN TỶ SỐ

TRUYỀN

1.1. Chọn động cơ

1.1.1. Chọn hiệu suất động cơ

Hiệu suất truyền động:

r r 0,96.0,97.0,98.0,995 0,99 0,89

: hiệu suất nối trục đàn hồi

1.1.2. Tính toán công suất

Công suất tương đương:

t ct

P P

Trang 6

K dn

T T

1.2. Phân phối tỷ số truyền

• Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai:

dc c lv

n u n

• Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

48

15, 243,15

c hgt d

u u u

d2 02 01

2, 25 .[ ] 2, 25.1, 2

12,86(1 ) .[ ] (1 0,3)0,3

b k

u c

15, 24

3,794,02

hgt u u u

1.3. Công suất, số vòng quay và moment trên các trục

1.3.1. Công suất trên các trục

Trang 7

Công suất trên trục 3:

3

4

4,06 0,995.0,99

lv

ol kn

P P

r

4,06

4,16 0,995.0,98

ol b t

P P

rc

4,16

4,31 0,995.0,97

ol b

P P

d

4,31

4,51 0,995.0,96

ol

P P

dc d

n n u

(v/ph)

Số vòng quay trục 2:

1 2 r

914, 29

227, 444,02

b c

n n u

(v/ph)

Số vòng quay trục 3:

2 3

914, 29

P T

227, 44

P T

60, 01

P T

60

lv lv

P T

dc

P T

n

(Nmm)Bảng thông số

Trang 9

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1. Chọn loại đai và tiết diện

Ta chọn loại đai vải cao su vì chất liệu vải cao su bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm

và sự thay đổi của nhiệt độ

Dựa vào công suất Pdc = 4,51 (kW) và ndc = 2880 (v/ph), tra theo hình 4.1 và bảng 4.3 [1] ta chọn tiết diện đai thang loại A, được làm từ vật liệu vải cao su

2.2. Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d 1

Theo tiêu chuẩn bảng 4.13 [1] ta chọn: d1 = 125 (mm)

Vận tốc đai:

1 1

2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn

Theo công thức 4.2, [1] ta có

1 2

ε

(mm)Trong đó:

• d2: đường kính bánh đai lớn

• d1: đường kính bánh đai nhỏ

• ud: tỷ số truyền của bộ truyền đai

• ε: hệ số trượt của bộ truyền đai ( ε = 0,01 – 0,02 )

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 400 (mm)

Xác định lại tỷ số truyền:

2 1

3,17125

d

d u

Theo điều kiện: 0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2 (d1 + d2)

⇒ 296,75 ≤ a ≤ 1050 (mm) (với h =8: chiều cao tiết diện đai)

Theo bảng 4.14, [1] ta chọn a = 397 (mm)

Trang 10

2.2.4. Chiều dài đai l

Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai: i = v/l = 18,85 / ( 2000 10-3) = 9,43 s-1 ≤ imax =10 s-1

• λ = l - π.(d1 + d2)/2 = 1175,33 (mm)

• Δ = (d2 - d1)/2 = 137,5 (mm)

2.2.6. Góc ôm α 1

2 1 1

dc d

P K z

• Cα: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, Cα=1 - 0,0025(180 - α1) = 0,93

• Cu: hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền đai (tra bảng 4.17, [1]) ta chọn Cu = 1,14 (vì ud > 3)

• CL: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai,

6 0

1, 03

L

L C

Trang 11

Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức (4.17), [1]:

B = (z – 1).t + 2.e = (3 – 1).15 + 2.10 = 50 (mm)Đường kính ngoài của bánh đai:

• Bánh dẫn: da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)

• Bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2.h0 = 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm)

Với t = 15(mm), e =10 (mm), h0 = 3,3 (mm) được cho trong bảng 4.21, [1]

2.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:

Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra, ta chọn Fv = 0 với bộ truyền tự động điều chỉnh lực căngLực tác dụng lên trục:

Trang 12

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

Trang 13

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

Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF

Với KFC: Hệ số ảnh hưởng của đặt tải, quay 1 chiều ⇒ KFC = 1

o lim

Trang 14

• KR : Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng, KR = 0,5Kđ

• Kđ : Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng thép Kđ =

100 (MPa1/3) ⇒ KR = 0,5.100 = 50 (MPa1/3)

• Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,285

• KH β : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Với bánh răng côn , có

be be

R

+

(mm)Tra bảng 6.22, [1] : z1p = 17, z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2

⇒ z1 = 27 răng, z2 = u.z1 = 109 răng

Đường kính trung bình và môđun trung bình

• dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 = (1 - 0,5.0,285).70,70= 60,63 (mm)

• mtm = dm1/z1 = 60,63/27,2 = 2,23 (mm)

Môđun vòng ngoài: Tính theo công thức 6.56, [1]

tm be

2, 23

2,6(1- 0,5.0, 285)

m(1- 0,5K )

109

4, 0427

t

z u z

1 1

4,04 4,02.100% 100% 0, 498% 5%

Trang 15

Chiều cao răng ngoài: he = 2hte.mte + c = 2.cosβm.mte + 0,2.mte = 5,5 (mm)

Chiều cao đầu răng ngoài:

Chiều cao đỉnh răng:

• dae1 = de1 + 2hae1cosδ1=74,1 (mm)

0,85bd u

≤ [σH]Trong đó :

• ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng, ZM = 274 (MPa1/3)

• ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, ZH = 1,76

• Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:

(4 - )3

Trang 16

(4 -1, 73)

0,873

Theo công thức 6.61, [1]: KH = KHαKHβKHv : Hệ số tải trọng tiếp xúc

• KHα: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng đồng thời ăn khớp ⇒ Bánh răng côn răng thẳng nên : KHα = 1

• KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.21, [1]: KHβ = 1,55

• KHv : Hệ số tải trọng động : KHv = 1 +

H m1

1 H H

bd2T K K

• δH = 0,006, go = 56

57, 78.(4,02 1) 0,006.56.2, 77 7,91

3.6. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

Theo công thức 6.65, [1]:

1ε β 1 1

Trang 17

• KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn khớp đồng thời ⇒ Bánh răng côn, răng thẳng, KFα = 1

• KFβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng Theo

bảng 6.21, với

be be

3.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48, [1] với : Kqt = Tmax/T1 = 2,2

qt Hmax = H K 379,31 2, 2 = 562,61

Trang 18

Module vòng chia ngoài, vòng trung bình mte = 2,5; mtm = 2,14

Đường kính vòng chia trung bình bánh dẫn dm1 = 57,78 (mm)

Đường kính vòng chia trung bình bánh bị dẫn dm2 = 233,26 (mm)

Trang 19

PHẦN 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

Trang 20

Theo bảng 6.2, [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350 :

Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ F] = σ° Flim.KFC.KFL/SF

Với KFC: Hệ số ảnh hưởng của đặt tải, quay 1 chiều ⇒ KFC = 1

o lim

540.1

1,1

.KS

Trang 21

Theo công thức 6.15a [1]:

[ ]

2

3 3

• Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, bảng 6.5

Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 12°

Theo công thức 6.31 [1], số răng bánh nhỏ

3,78

m

z u z

Góc nghiêng răng:

1( 1) 3(3,78 1).27

Trang 22

• ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng, ZM = 274 (MPa 1/3)

• ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,

2cos

1,72sin 2

b H

Theo công thức 6.61, KH = KHαKHβKHv = 1,13.1,05.1,01 = 1,20: Hệ số tải trọng tiếp xúc

• KH β : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7: KH β = 1,05

v K

α β

Trong đó: vH tính theo công thức 6.64:

0u

w

a

v =δ g v

Trang 23

Tra bảng 6.15 và 6.16, δH = 0,002 go = 73 ⇒

200 0,002.73.1,03 1,09

ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da < 700(mm), KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) [1][�H]cx = [�H].Zv.ZR.KxH = 513,64.0,85.0,95.1 = 414,76 (MPa)

Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc

4.7. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

Theo công thức 6.43, [1]:

2ε β 1 1

= 1,12.1,37.1,03 = 1,58 : Hệ số tải trọn khi tính về uốn

• KF α = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn khớp đồng thời

• KF β = 1,12: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

•

F w1

2 Fβ Fα

.b d1

2T K K

w Fv

Trang 24

4.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48, [1] với : Kqt = Tmax/T1 = 2,2

qt Hmax = H K 397,80 2, 2 = 590,03

Thông số bánh răng trụ răng nghiêng (bánh răng nhỏ – 3, bánh răng lớn – 4)

Trang 26

PHẦN 5: THIẾT KẾ TRỤC

5.1. Chọn vật liệu và đường kính sơ bộ trục

Thép 45 có �b = 600 (MPa), ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 20 (MPa)

τ

÷

(mm)Tra bảng 10.2, [1], chọn đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn

Vì trục 1 nối với động cơ qua khớp nối nên d1 = (0,8 ÷ 1,2)ddc = 22,4 ÷ 33,6 (mm)

• Trục 1: d1 = 25 (mm), b1 = 17 (mm)

• Trục 2: d2 = 40 (mm), b2 = 23 (mm)

• Trục 3: d3 = 50 (mm), b3 = 27 (mm)

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

Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : k1 = 10 (mm)

Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 = 8 (mm)

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : k3 = 10 (mm)

Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : hn = 15 (mm)

Chiều dài mayo khớp nối: lm33 = (1,4…2,5)d3 = 100 (mm)

Chiều dài mayơ bánh côn nhỏ: lm13 = (1,2…1,4)d1 = 40 (mm)

Chiều dài mayơ bánh côn lớn: lm23 = (1,2…1,4)d2 = 52 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ: lm22 = (1,2…1,5)d2 = 64 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn: lm32 = (1,2…1,5)d3 = 75 (mm)

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = (1,2…1,5)d1 = 35 (mm)

Trang 27

5.3. Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền

Cặp bánh răng côn răng thẳng:

D

(N)Lực do bộ truyền đai: Fd = 565,38 (N)

5.4. Xác định lực tác dụng lên các trục, đường kính các đoạn trục

5.4.1 Trục 1

• Tính phản lực tại các gối đỡ

Trang 28

1 1

1 1 1

Bx By Cx Cy

Trang 30

3376,94( )

1098, 49( )2220,07( )333,51( )

Ax Ay Dx Dy

Trang 32

3373, 45( )1958,01( )1334,73( )389,66( )

Ax Ay Cx Cy

Trang 33

( )

( ) ( )

5.5. Chọn và kiểm nghiệm then

• Dựa vào bảng 9.1a, [1], chọn kích thước then bxh theo tiết diện lớn nhất của trục

• Chọn chiều dài lt của then theo tiêu chuẩn lt = (0,8÷0,9)lm

• Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt bằng

Với [�d] = 100 (MPa), [τc] = 40 ÷ 60 (MPa),

llv = lt – b: chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn

Trang 34

[ ]

2 2

[s] = 1,5 ÷ 2,5: Hệ số an toàn cho phép (khi tăng độ cứng [s] = 2,5 ÷ 3, như vậy có thể

không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

sσ, sτ : hệ số an toàn chi tính riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp

1

s K

• K� = 1,75; Kτ = 1,5 : Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền

• mỏi, tra bảng 10.8 tài liêu [3]

• �a, �m, τa, τm: Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất

• Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối

Trang 36

2 2.1,5.646108,98

2,34( ) [ ] 4( )8.160.18.36

1,5.646108,98.52

67,51( ) [ ] 80( )0,1 0,1.18 160.8

Tải trọng tác dụng lên các ổ lăn

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B và C

Chọn V=1 ứng với vòng trong quay

Lực dọc trục tác động vào ổ B, C do lực hướng tâm Fr gây ra:

• FsB = 0,83eFrB = 0,83.0,3.2981,31 = 742,35 (N)

Trang 37

• FsC = 0,83eFrC = 0,83.0,3.1740,83 = 433,47 (N)

Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ

1 1

297,12(N)878,70(N)742,35( )

878,70( )

aB aC

kd = 1.2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Bảng 11.3 [1] với tải va đập nhẹ

• Từ kết quả ta thấy ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính theo ổ lăn B

Thời gian làm việc

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

• Đối với ổ đũa côn, tra bảng 11.6 [2]: X0 = 0.5, Y0=0.22 cotα = 1.1

Trang 38

0 0 0 0

0

0,5.2981,31 1,1.742,35 2307, 24( )2981,31( )

B rB B

87533,7760

m h

B

C L

• FsA = 0,83eFrA = 0,83.0,35.3551,11 = 1031,60 (N)

• FsD = 0,83eFrD = 0,83.0,355.2244,98 = 652,17 (N)

Trang 39

946, 42(N)2630,39(N)1031,60( )

2630,39( )

aA aD

• Từ kết quả ta thấy ổ D chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính theo ổ lăn D

• Đối với ổ đũa côn, tra bảng 11.6 [2]: X0 = 0.5, Y0=0.22 cotα = 0,95

Trang 40

0 0 0 0

0

0,5.2244,98 0,95.2630,39 3621,36( )2244,98( )

D rD D

654308560

m h

D

C L

• FsA = 0,83eFrA = 0,83.0,35.3900,51 = 1133,10 (N)

• FsC = 0,83eFrC = 0,83.0,355.1390,45 = 403,93 (N)

Trang 41

4 4

1452,18(N)84,85(N)1452,18( )

403,93( )

aA aC

• Từ kết quả ta thấy ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính theo ổ lăn A

• Đối với ổ đũa côn, tra bảng 11.6 [2] X0 = 0.5, Y0=0.22 cotα = 0,94

0 0 0 0

0

0,5.3900,51 0,94.1452,18 3315,30(N)3900,51( )

A rA A

Trang 42

Tuổi thọ của ổ

610

825534, 2360

m h

A

C L

Trang 43

PHẦN 7: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ,

• Hộp giảm tốc bao gồm : thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ …

• Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cao sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

• Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

• Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống

 Xác định kích thước vỏ hộp

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03.a + 3 = 0,03.200 + 3 = 9 (mm)

δ1 = 0,9 δ = 0,9 10 = 8 (mm)Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ÷ 1)δ = 6,4 ÷ 8, chọn e = 8 (mm)

h < 58 (mm)Khoảng 20

Chiều dày bích thân hộp, S3

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2

k ≥ 1,2.d2 =14,4 ⇒ k = 15 (mm)

Định dạng
Số trang	52
Dung lượng	0,93 MB