1. Trang chủ
  2. » Luận Văn - Báo Cáo

Đề Tài Thiết Kế Máy Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn (Full File Cad)

63 707 0

Đang tải... (xem toàn văn)

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

THÔNG TIN TÀI LIỆU

Thông tin cơ bản

Định dạng
Số trang 63
Dung lượng 1,61 MB
File đính kèm File Cad Kem Theo.rar (305 KB)

Nội dung

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.. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở

Trang 1

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

Đồ án thiết kế máy 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 Nguyên lý máy, 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 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 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

Trang 2

MỤC LỤC

 Tính toán chọn động cơ……….4

 Thiết kế đai………7

 Thiết kế bộ truyền bánh răng……… 11

 Thiết kế trục……… 29

 Tính toán chọn ổ……….45

 Thiết kế kết cấu vỏ……… 51

 Thiết kế các chi tiết phụ……….54

 Bảng dung sai lắp ghép………60

 Tài liệu tham khảo……… 63

Trang 3

ĐỀ TÀI

Đề số 6: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG

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

Trang 4

BẢN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN

-*** - PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

I.CHỌN ĐỘNG CƠ

 Chọn hiệu suất của hệ thống

Hiệu suất truyền động:

 Tính công suất đẳng trị (công suất tính toán) :

Công suất tính toán:

Trang 5

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

Dựa vào bảng P1.3/trang 237 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một”của

“Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ điện :

Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc quay (vòng/phút) cosφ % Tmax/Tdn Tk/Tdn

1 2 1

2 1

Trang 6

Tính toán số vòng quay trên trục:

ct

P

n P

n P

n P

dc

mm P

1 2 3

u n

Trang 7

1.Chọn loại đai và tiết diện đai:

Theo hình 4.1 trang 59 [1] với P = 4,03 và n = 720 v/p ta chọn đai loại Б

Từ bảng 4.13 trang 128 [3] ta có các thông số của đai loại Б là:

bt = 14 mm

b = 17 mm

Trang 8

d u

Theo bảng 4.14 trang 60 [1]ta chọn a/d2 = 1 => a =560 mm

7.Chiều dài đai:

theo công thức 4.4 chiều dài đai :

Trang 9

Điều kiện được thỏa

9.Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

10.Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ:

a    

1 d

[ o] . u .l Z

P K Z

P C C C C

Trang 10

 Hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền:

C u  1,14 vì u=3

 Hệ số xét ảnh hưởng số dây đai:

chọn nội suy ta được: Cz =0,98

 Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

C l  1 do 6 6 2240

12240

l o

L C L

Trang 11

Chế độ làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va dập nhẹ ( 1 năm làm việc 250

ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

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

Trang 12

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 ,dộ rắn HBI = 241÷285 ; ζbI = 850MPa; ζ=580MPa

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

H

m i

Trang 13

Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1

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

 

H

HL H

1

Trang 14

N 60

6 max

Ứng suất quá tải cho phép:

thỏa các điều kiện

 

 

 

2 max

Trang 15

B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 1.Số liệu :

(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải, răng sẽ bị gãy)

 Điều kiện góc nghiêng răng trong hộp giảm tốc phân đôi : 30 ≤ β ≤ 40

Số răng bánh nhỏ:

) 1 (

cos 2

Trang 16

1 max 2 min

1

1 1

Trang 17

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :

ZM = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

Trang 18

 

2.cossin 2

b H

0 0 0

20

23, 93 cos cos 34, 92

cos 23, 93 34, 92 0, 638

32, 54 2.cos 32, 54

1, 51 sin(2.23, 93)

Trang 19

Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:

KHα = 1,13

KFα = 1,37

KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]:

δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

 

1

1 1

.1

Trang 20

Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia

công đạt độ nhám là Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm Do đó:

ZR = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

 KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng

Vì H <  H nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

9.Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

ứng suất uốn cho phép:

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K KC  1khi quay 1 chiều

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: Y R  1 khi phay và mài răng

Trang 21

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh răng có độ bền thấp hơn

Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

w

0,85

F t F F

C.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:

Trang 22

Z u

m u

Trang 23

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :

ZM = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

 

2.cossin 2

b H

1, 764sin(2.20)

Trang 24

4 1, 76

0,864 3

2 2

Trang 25

δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

Ta thấy ζH < [ζH ]’ nên thoả điều kiện tiếp xúc

8.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

ứng suất uốn cho phép:

Trang 26

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K KC  1khi quay 1 chiều

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: Y R  1 khi phay và mài răng

9696

Trang 28

D.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

 Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 = 2,25.m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)

 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = 10…15mm

 Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (da4/6)

Trang 29

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:

 

1 3

Trang 30

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 33

Fy14 Fx11 Fy11

Trang 34

Xác định moment tương đương:

Ta có

2 1

0, 75.75484, 79 211532, 731( )0

3 1

3 1

3 1 1

0,1.

130605, 65

26, 53 0,1.70

150553, 32

27,80 0,1.70

266793,8607

33, 65 0,1.70

211532, 731

31,14 0,1.70

0

tdj j

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)

dA1 = 28 (mm) (đoạn trục lắp bánh đai)

dB1 = dE1 = 30 (mm) (đoạn trục lắp ổ lăn)

dC1 = dD1 = 34(mm) (đoạn trục lắp bánh răng)

2 Trục 2:

Trang 36

Fy11 Fy23

Trang 37

Xác định moment tương đương:

83718, 915 426369,15 0, 75.225507, 56 476381, 95 ( )

476381, 950

953721, 3459

52, 74 0,1.65

41,85 0

tdj j

Trang 38

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

Từ bảng 16-10a trang 68 với T3 = 1131631,63 (Nmm) ta chọn Dt = 210 (mm)

Trang 40

Xác định moment tương đương:

0, 75

0 ( ) 250456,8875 1408274 0, 75.1131631, 63 1733899, 34 ( )

1043104,823

54, 34 0,1.65

980021, 74

53, 22 0,1.65

tdj j

Trang 41

C.KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI:

sζj : hệ số an toàn chi tính riêng ứng suất pháp:

Tra bảng 10.7trang 197 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1” ta có hệ

số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi;

Trang 42

3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

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 43

-Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám

Ra = 2,5÷0,63.Theo bảng 10.8 trang 197 sách Trịnh Chất ta có hệ số tập trung ứng suất

Kx = 1,1

-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 199 sách Trịnh Chất ta có: Kζ = 2.01

Trang 44

Lắp căng

Rãnh then

Lắp 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 mối ghép về độ bền dập ζd và độ bền cắt ηc

Đối với then đầu tròn thì lt = l - b

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

Trang 45

 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 = 250.6.2.2 = 8000 (giờ)

Trang 46

Vì lực dọc trục Fa trên 2 bánh răng 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 FR0 < FR1 nên ta tính toán chọn ổ cho trục thông qua ổ 1

b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

+ Tải trọng động qui ước:

Trang 47

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

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

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 ta dùng ổ bi đỡ

Trang 48

FR1 = FR0 = 6336.54 (N)

b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Tải trọng động qui ước:

Khả năng tải động của ổ được bảo đảm

c) Khả năng tải tĩnh của ổ:

0 0

Ta có Fa = 0

Trang 49

 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 (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 113,là cỡ đặc biệt nhẹ, vừa; có các thông số: d= 65mm; D= 100mm; B= 18mm; r= 2,0mm; C= 24,1(kN); C0= 20(kN)

Vì FR0 > FR1 nên ta tính toán chọn ổ cho trục thông qua ổ 0

b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Tải trọng động qui ước:

Trang 50

3 3 3 3

3 3

Khả năng tải động của ổ được bảo đảm

c) Khả năng tải tĩnh của ổ:

Trang 51

II-5 THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC:

-Vỏ hộp giảm tốc cĩ nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy,

tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bơi trơn 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 cĩ một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt

-Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o

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

Chiều dày e

Độ dốc

e = 10 mm

2o Đường kính:

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 52

+ nắp hộp 1 = 0,9  = 9 (mm)

(chọn 9 mm )

2/ Gân tăng cứng : + chiều dày e = (0,8  1 )  = (8  10 )

+ chiều cao h = 50 + độ dốc 20

2 / Đường kính :

Bu lông nền (d1) : d1 > (0,04a+10 =18 mm) >12 mm (chọn M20)

Bu lông cạnh ổ (d2) : d2 = (0,7 0,8 ) d1 = 16 mm

Bu lông ghép bích nắp và thân (d3) : : d3 = (0,8 0,9 ) d2 = 14 mm

Vít ghép nắp ổ (d4) : : d4 = (0,6 0,7 ) d2 = 8 mm

Vít ghép nắp cửa thăm (d5) : d5 = (0,5 0,6 ) d2 = 8 mm

3 / Mặt bích nắp và thân :

Chiều dày bích thân hộp (S3) : S3 = (1,4  1,8 ) d3 = 20mm

Chiều dày bích nắp hộp (S4) : S4 = (0,9 1 ) S3 = 20mm

Bề rộng bích nắp và thân (k3 ) : k3 = k2 – ( 3  5 ) mm = 46,3 48,3 mm

Chọn k3 = 47

5/ Kích thướt gối trục : chọn D=100

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít : D3 , D2

Trang 53

R2 = 1,3 d2 =20,8

C = D3/ 2 , phải đảm bảo k  1,2 d2 = 16,8 mm

h = 8 mm

6/ Mặt đế hộp :

Chiều dày : khi không có phần lồi (S1) S1 = ( 1,3  1,5 ) d1 =26 mm

Bề rộng mặt đế hộp , k1 và q : k1 = 3d1 = 60 mm , q  k1 +2. = 74 mm

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

= 6

Trang 54

CÁC CHI TIẾT PHỤ

Trang 55

A1 (mm)

B1 (mm)

C(mm)

K

Số lương vít

Trang 56

Chọn M30x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93

6.Que thăm dầu và dầu bôi trơn:

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 550 so với mặt bên,

kích thước theo tiêu chuẩn

Để đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc

vòng từ 1 dến 2,5 m/s ta dùng dầu nhớt ở nhiệt độ 50˚C có độ nhớt là 186

Theo bảng 18.13 ta chọn loại dầu công nghiệp 45 có độ nhớt 38-52 Khối lượng

riêng (g/cm3) ở 20˚C là 0,886÷0,926

1 Bulông vòng:

Bulông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp ghép

Theo bảng 18.3b ta có khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc là:

Với, a1x a2 = 140x200 => Q=300 (kg)

Theo bảng 18.3a ta có kết quả kích thước bulông vòng như sau:

Ren d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2

Ngày đăng: 11/09/2016, 10:45

TỪ KHÓA LIÊN QUAN

TÀI LIỆU CÙNG NGƯỜI DÙNG

TÀI LIỆU LIÊN QUAN

w