Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ – BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY ooOoo ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Sv THỰC HIỆN: HUỲNH HỒNG LUÂN MSSV: 205012345 LỚP; CK05KSTN Gv HƯỚNG DẪN: NGUYỄN HỮU LỘC NĂM 2008 Đồ án TKHT truyền động khí GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc MỤC LỤC Lời nói đầu… .2 I TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG… II CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN… III TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY… Tính tốn truyền xích… Tính tốn truyền hộp giảm tốc… Chọn nối trục… 12 Tính toán thiết kế trục then… 13 Chọn ổ lăn… 21 Thiết kế vỏ hộp chi tiết phụ 26 Chọn dầu bôi trơn… 28 Bảng dung sai lắp ghép… 29 Tài liệu tham khảo .30 Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân LỜI NÓI ĐẦU Trong sống ngày, bắt gặp hệ thống truyền động khắp nơi, nói đóng vai trị định đời sống sản xuất Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động khí giúp sinh viên bước đầu làm quen với hệ thống truyền động Đồ án thiết kế hệ thống truyền động khí mơn học khơng thể thiếu chương trình đào tạo kỹ sư khí, nhằm cung cấp cho sinh viên kiến thức sở kết cấu máy Đồng thời, mơn học cịn giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức mơn học Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Vẽ khí… từ cho ta nhìn tổng quan thiết kế khí Thêm vào đó, q trình thực giúp sinh viên bổ sung hoàn thiện kỹ vẽ AutoCad, điều cần thiết kỹ sư khí Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc tận tình hướng dẫn, cảm ơn thầy bạn bè khoa Cơ khí giúp đỡ em nhiều trình thực Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân I TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:  Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn:  Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động điện pha không đồng 2- Nối trục đàn hồi 3- Hộp giảm tốc bánh trụ nghiêng hai cấp đồng trục 4- Bộ truyền xích ống lăn 5- Thùng trộn  Sơ đồ tải trọng: T T1 T2 t1 t2 t  Các số liệu thiết kế: _ Công suất trục thùng trộn: P = kW _ Số vòng quay trục thùng trộn: n = 55 vòng/phút _ Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ _ Thời gian phục vụ: L = năm (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) _ Chế độ tải: T1 = T ; T2 =0,9T t1 =49s ; t2 = 36s  Đặc điểm hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: + Ưu điểm: kích thước theo chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, có kích thước nhỏ gọn so với loại hộp giảm tốc hai cấp khác + Nhược điểm: _ Khả tải cấp nhanh chưa dùng hết, tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn nhiều so với cấp nhanh khoảng cách trục hai cấp lại _ Hạn chế khả chọn phương án bố trí có trục đầu vào trục đầu _ Kết cấu ổ phức tạp có ổ đỡ bên vỏ hộp _Trục trung gian lớn khoảng cách ổ lớn _ Kích thước chiều rộng lớn II CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN: Công suất tương đương trục thùng trộn:  ⎛ ⎜T T⎞⎟ t i Ptd  P i ⎝⎠ t  49  0,92.36 49  36 i  7,67 kW Hiệu suất chung hệ thống truyền động: ch  br1 br 2 x ol4 Theo bảng 3.3 [1] ta chọn: br1  br  0,97;x  0,93;ol  0,99  ch  0,97.0,97.0,93.0,99  0,84 Công suất cần thiết động cơ: Pdc Ptd  7,67  9,13 kW  0,84 ch Tỷ số truyền chung: uch  u1u2ux n  ndc ct Dựa vào phụ lục P1.3 [2] ta chọn động có cơng suất Pdc = 11kW với số vòng quay phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động sau: Động Số vòng Tỷ số Tỷ số Bộ Bộ Bộ quay truyền truyển truyền truyền truyền động cơ, chung, hộp bánh bánh xính, ux (vg/ph) uch giảm tốc, răng, u1 răng, u2 uh 4A132M2Y3 2907 52,85 16 4 3,3 4A132M4Y3 1458 26,51 9,92 3,15 3,15 2,67 4A160S6Y3 970 17,63 6,25 2,5 2,5 2,82 4A160M8Y3 730 13,27 6,25 2,5 2,5 2,12 Ta chọn động 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật sau: Trục Động I II III Công tác 9,13 9,03 8,67 8,33 7,67 Thông số Công suất (kW) Tỷ số truyền 3,15 3,15 2,67 Mơmen xoắn (Nmm) 59802 59147 178830 541167 1331791 Số vịng quay (vg/ph) 1458 1458 463 147 55 III TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY: Tính tốn truyền xích: Các thơng số đầu vào: P1 = 8,33kW; n1 = 147vg/ph; u = 2,67; T = 541167Nmm Chọn loại xích ống lăn Số đĩa xích dẫn: z1  29  2u  29  2.2,67  23,66  chọn z1 = 24 z2  uz1  2,67.24  64,08  z2 = 64 Các hệ số điều kiện sử dụng: K = KrKaKoKdcKbKlv = 1.1.1.1.1.1 = với Kr = 1: dẫn động động điện tải trọng tác dụng lên truyền tương đối êm Ka = 1: a = (30÷50)pc Ko = 1: đường nối tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang góc nhỏ 60 Kdc = 1: trục điều chỉnh Kb = 1: bôi trơn nhỏ giọt Klv = 1: làm việc ca n 200 K  01   1,36 n n 147 zn1 25 K   1,04 z z1 24 Kx = 1: chọn xích dãy Cơng suất tính tốn: KKn Kz P1 1.1,36.1,04.8,33 Pt    11,78 kW Kx Theo bảng 5.4 [1], ta chọn bước xích pc = 31,75mm Theo bảng 5.2 [1], số vòng quay tới hạn nth = 600vg/ph nên điều kiện n  nth thỏa Vận tốc trung bình xích: nzpc 147.24.31,75 v  60000  60000  1,87 m/s Lực vịng có ích: 1000P 1000.8,33 Ft  v  1,87  4454,54 N Kiểm nghiệm bước xích: p  6003 c P1K 8,33.1  6003  26 z1n1[p0 ]Kx 24.147.29.1 Do bước xích pc = 31,75mm nên điều kiện thỏa Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a  40pc  40.31,75  1270 mm Số mắt xích: X 2a pc  z1  z 2 2 ⎛ z2  z1 ⎞ pc 2.1270 24  64 ⎛ 64  24 ⎞ 31,75 ⎟  ⎟  ⎜   ⎜  125 31,75 ⎝ 2 ⎠ a ⎝ 2 ⎠ 1270 Chọn X = 126 mắt xích Chiều dài xích: L  pcX  31,75.126  4000,5 mm Tính xác khoảng cách trục: 2⎤ ⎡ z1  z z  z ⎛ z  z ⎛ ⎞ ⎞ 12 21 ⎥  1285,86 mm ⎢ X  a  0,  8⎜ c⎢  ⎜ X  2⎟ ⎟ 2 ⎠ ⎥ ⎝ ⎠⎝ 25p ⎣ ⎦ Chọn a = 1282mm ( giảm khoảng cách trục (0,002÷0,004)a ) Theo bảng 5.6 [1] với bước xích pc = 31,75mm ta chọn [i] = 16 Số lần va đập giây: z n 24.147 i  1  1,87  [i]  16 15X 15.126 Tải trọng phá hủy: Q = 88,5kN Lực nhánh căng: F1  Ft =4454,54N 2 Lực căng lực ly tâm gây nên: F  q v  3,8.1,87  13, 29 N v m Lực căng ban đầu xích: F0  Kf aqmg  6.1, 282.3,8.9,81  286,74 N Hệ số an toàn: Q 88,5.10 s   18,61  [s]  (7,8  9, 4) F1  Fv  F0 4454,54  13, 29  286,74 Lực tác dụng lên trục: Fr  KmFt  1,15.4454,54  5122,72 N Đường kính đĩa xích: p z 31,75.24 d  c 1  242,55 mm   31,75.64 pcz2   646,81 mm d2    da1  d1  0,7pc  264,78 mm da2  d2  0,7pc  669,03 mm Tính toán truyền hộp giảm tốc: a/ Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép: Do khơng có u cầu đặc biệt theo quan điểm thống hóa thiết kế, ta chọn vật liệu cấp bánh Chọn vật liệu la thép 45 cải thiện Độ rắn trung bình bánh dẫn HB1 = 250 Độ rắn trung bình bánh bị dẫn HB2 = 235 Giới hạn mỏi tiếp xúc uốn bánh răng:  OH l im1  2HB1  70  2.250  70  570 MPa  OH l im2  2HB2  70  2.235  70  540 MPa  OF l im1  1,8HB1  1,8.250  450 MPa  OF l im2  1,8HB2  1,8.235  423 MPa Số chu kỳ làm việc sở: 2,4 NHO1  30HB1  30.250 2,4 NHO  30HB2 47.10 2,4  1,71.10 chu kỳ 2,4 chu kỳ  30.235  1, NFO1 = NFO2 =5.10 Số chu kỳ làm việc tương đương: ⎛ Ti N  60c ⎜ HE1 NHE2  ⎞ NHE1 u N  60c FE1 n t  60.1.1458.14400 ⎟ T ⎝ max ⎠ i i ⎛ 49  ⎜ ⎝ 85 36 chu kỳ ⎞ 0,9  1,1.10 85 ⎟ ⎠  3,5.10 chu kỳ chu kỳ ⎛ 49 36 ⎞ ⎞6 n t  60.1.1458.14400  0,9  10 ⎜ ⎟ ⎜ T ⎟ i i 85 85 ⎝ ⎠ ⎝ max ⎠ ⎛ Ti NFE2  NFE1  3,17.108 chu kỳ u Vì NHE > NHO; NFE > NFO nên KHL = KFL =1 Ứng suất tiếp cho phép: [ H ]   OH l 0,9KHL im sH  [ ]  H1 [ ]  570.0,9 1,1 540.0,9  466,36 MPa  441,82 MPa H2 1,1 [ H ]  0, 45[ H1 ]  [ H ]  408,68 MPa  [ H ]  441,82 MPa  [ H ]  441,82 MPa Ứng suất uốn cho phép: [ F ]   KFL sF 450  [ ]   257,14 MPa F1 1,75 423 ]   241,71 MPa [ F2 1,75 OFlim b/ Tính tốn cặp bánh cấp chậm:  Các thông số cho trước: T2 = 178830Nmm; n2 = 463vg/ph; u2 = 3,15 Chọn  ba2  0, Khi  bd  ba2 (u  1)  0,83 Theo bảng 6.4 [1], ta chọn KH  1,03;  1,05 KF Khoảng cách trục: T2KH  ]2 u  [ba2H2 l33 l31 l32 Fx Ry30 F r4 Rx30 F t4 Rx31 Ry31 F a4 Mx Nmm 220639 420086 151895 My Nmm 541167 T Nmm 55 50 50 31 30 33 45 32  Xác định mômen tương đương đường kính tiết diện cơng thức: M  M2x M y Mtd  M2  0,75T2 d Mtd 0,1[ ] Sau từ yêu cầu độ bền, lắp ghép công nghệ ta chọn đường kính đoạn trục bảng sau: Tiết diện M Mtd d (tính) d (chọn) 12 51223 19,4 20 10 24030 56579 20,1 25 13 50638 72028 21,8 28 11 0 25 20 0 35 22 43203 160784 28,4 40 23 214406 264490 33,6 40 21 0 35 30 0 50 32 267869 539815 42,6 55 31 420086 629379 44,8 50 33 468664 40,6 45  Theo yêu cầu công nghệ lắp ráp, dựa vào bảng 9.10 [2] ta chọn then tiết diện sau: Tiết diện d bh t1 t2 12 20 66 3,5 2,8 13 28 66 3,5 2,8 22 40 128 3,3 23 40 128 3,3 32 55 149 5,5 3,8 33 45 149 5,5 3,8  Kiểm nghiệm độ bền trục:   Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , đó:  m  0; với W d  a M W  bt1 (d  t1 ) 32 2d Vì trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, T đó:  m   a 2W  bt (d t) d với W0   16 2d  1  (0,  0,5) b  270 MPa  1  (0, 22  0, 25) b  150 MPa Theo bảng 10.8 [1], ta chọn K = 1,75; K =1,5 Theo hình 2.9 [1], tra hệ số:  = 0,05;  = 0,02 Theo bảng 10.3 [1], ta tra hệ số   Hệ số an tồn tính theo cơng thức: s  s2 s2 với s   s s  1 K  a   m ; s    1 Ka   m Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi: s  [s] = 2,5 Tiết d, W, W0, 3  a, m=a,   s s S - 4,25 4,25 6,94 diện mm mm mm MPa MPa 12 20 642 1428 20,71 0,91 0,89 10 25 1534 3068 13,15 9,64 0,91 0,89 10,68 9,12 13 28 1930 4085 26,24 7,24 0,91 0,89 5,35 12,15 4,90 23 40 5364 11648 39,97 7,68 0,88 0,81 3,40 10,43 3,23 32 55 14619 30952 18,32 8,74 0,81 0,76 6,82 8,61 5,35 31 50 12272 24544 34,23 11,02 0,84 0,78 3,79 7,00 3,39 33 45 7611 0,84 0,78 - 4,70 4,70 16557 16,34 Kết cho thấy tiết diện nguy hiểm trục đảm bảo an toàn mỏi  Kiểm nghiệm độ bền then: Với tải trọng va đập nhẹ thì: [d] = 130Mpa; [c] = 90Mpa Điều kiện bền dập bền cắt then: 2T  [ ] d  d  dl (h  t ) t c  2T  [ ] c dl t b d, MPa c, MPa Tiết diện d, mm bh t1, mm lt, mm T, Nmm 12 20 66 3,5 25 59147 94,64 39,43 13 28 66 3,5 36 59147 46,94 15,56 22 40 128 40 178830 74,51 37,26 23 40 128 63 178830 47,31 11,83 32 55 149 5,5 56 541167 100,40 25,10 33 45 149 5,5 63 541167 109,08 27,27 Kết cho thấy tất mối ghép then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt Chọn ổ lăn: a/ Trục I: Sơ đồ bố trí ổ hình vẽ: F r1 F r0 S1 S0 Fa Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ: Fr0  R 2 x10y10 R  1522  1302  200 N Fr1  R2 x11y11 R  10342  4442  1125 N Lực dọc trục: Fa = 366 N Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa cỡ nhẹ với ký hiệu 7205 có C = 24000N, C0 =17500N góc tiếp xúc  = 13,5  Kiểm nghiệm khả tải động ổ: Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e  1,5tg  1,5tg13,5  0,36 Lực dọc trục lực hướng tâm sinh ra: S0  0,83eFr  0,83.0,36.200  60 N S1  0,83eFr1  0,83.0,36.1125  336 N Vì S0 < S1 Fa > S1- S0 theo bảng 11.5 [1], ta xác định tải trọng dọc trục tính tốn: Fa0 = S0 = 60 N Fa1 = S0 + Fa = 60 + 366 = 426 N Hệ số: K = 1,3 ( bảng 11.2 [1] ) Kt = V = ( vịng quay ) Vì: Fa0 60  0,3  e  0,36 VFr0  200  X  1; Y   Q0  (XVFr  YFa )K Kt  260 N Fa1 426  0,38  e  0,36  1125 VF r1  X  0, 4; Y  0, 4cot g  1,666  Q1  (XVFr1  YFa1 )K K t  1508 N Do đó, ta chọn ổ theo ổ tải trọng tác dụng lớn Tải trọng tương đương: m 0,3 ⎡ 49  (Qi L i ) 10/3 36 ⎤  1449 N QE  m  Li  1508 ⎢⎣  0,9 85 85 ⎦ ⎥ với ổ đũa côn m = 10/3 Khả tải động ổ: 0,3 0,3  12335 N  C  24000 N Ctt  QE L  1449 6 6 (1259,712) với L  60nL 10  60.1458.14400.10  1259,712 triệu vòng h Như vậy, ổ chọn đảm bảo khả tải động  Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn: X0 = 0,5; Y0 = 0,22cotg = 0,22cotg13,5 = 0,916 Qt  X0Fr1  Y0Fa1  0,5.1125  0,916.426  953 N  Fr1  Qt = Fr1 = 1125 N□ C0 = 17500 N Do đó, ổ chọn đảm bảo khả tải tĩnh b/ Trục II: Sơ đồ bố trí ổ hình vẽ: F r1 F r0 S0 S1 F a2 F a3 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ: Fr0  R 2 x 20y 20 R  1132  8942  901 N Fr1  R 2 x 21y21 R  32172  14162  3515 N Lực dọc trục: Fa = 1107 - 366 = 741 N Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa cỡ nhẹ với ký hiệu 7207 có C = 38000N, C0 = 26000N góc tiếp xúc  = 14  Kiểm nghiệm khả tải động ổ: Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e  1,5tg  1,5tg14  0,37 Lực dọc trục lực hướng tâm sinh ra: S0  0,83eFr  0,83.0,37.901  277 N S1  0,83eFr1  0,83.0,37.3515  1079 N Vì S0 < S1 Fa < S1- S0 theo bảng 11.5 [1], ta xác định tải trọng dọc trục tính tốn: Fa0 = S1 – Fa = 1079 – 741 = 338 N Fa1 = S1 = 1079 N Hệ số: K = 1,3 ( bảng 11.2 [1] ) Kt = V = ( vịng quay ) Vì: Fa0 VFr0  338 901  0,375  e  0,36  X  0, 4; Y  0, 4cot g  1,604  Q0  (XVFr  YFa )K K t  1173 N Fa1  1079  0,307  e  0,36 VFr1 3515  X  1; Y   Q1  (XVFr1  YFa1 )K Kt  4570 N Do đó, ta chọn ổ theo ổ tải trọng tác dụng lớn Tải trọng tương đương: ⎡ 49 36 ⎤ 10/3 0,3  4390 N  4570  0,9 (Q L) ii E  ⎢ ⎥ m 85 ⎦ ⎣ 85  Li với ổ đũa côn m = 10/3 Q  m Khả tải động ổ: 0,3 0,3 Ctt  QEL  4390.(400,032)  26491 N  C  38000 N với L  60nL 106  60.463.14400.10 6  400,032 triệu vòng h Như vậy, ổ chọn đảm bảo khả tải động  Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn: X0 = 0,5; Y0 = 0,22cotg = 0,22cotg14 = 0,882 Qt  X0Fr1  Y0Fa1  0,5.3515  0,882.1079  2709 N  Fr1  Qt = Fr1 = 3515 N□ C0 = 26000 N Do đó, ổ chọn đảm bảo khả tải tĩnh c/ Trục III: Sơ đồ bố trí ổ hình vẽ: F r1 F r0 S1 S0 Fa Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ: Fr0  R 2 x 30y30 R  23192  13092  2663 N Fr1  R 2 x31y31 R  23192  81682  8491 N Lực dọc trục: Fa = 1107 N Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ bi đỡ chặn với ký hiệu 36210 có C = 43200N, C0 = 27000N góc tiếp xúc  = 26  Kiểm nghiệm khả tải động ổ: Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e = 0,68 Lực dọc trục lực hướng tâm sinh ra: S0  eFr  0,68.2663  1811 N S1  eFr1  0,68.8491  5774 N Vì S0 < S1 Fa < theo bảng 11.5 [1], ta xác định tải trọng dọc trục tính tốn: Fa0 = S1 + Fa = 5774 + 1107 = 6881 N Fa1 = S1 = 5774 N Hệ số: K = 1,3 ( bảng 11.2 [1] ) Kt = V = ( vòng quay ) Vì: Fa0 6881   2,584  e  0,68 VFr0 2663  X  0, 41; Y  0,87  Q0  (XVFr  YFa )K Kt  9202 N Fa1  5774  0,674  e  0,68 VFr1 8491  X  0, 41; Y  0,87  Q1  (XVFr1  YFa1 )K Kt  11056 N Do đó, ta chọn ổ theo ổ tải trọng tác dụng lớn Tải trọng tương đương: QE  m ∑ m (Q i iL) L i  11056 ⎡ 49 ⎢ 85 ⎣  0,9 36 ⎤ 1/3  10616 N 85 ⎥ ⎦ với ổ bi m = Khả tải động ổ: Ctt  QE L  10616 63,504  42354 N  C  43200 N với L  60nL 106  60.147.7200.10 6  63,504 triệu vòng h Như vậy, ổ chọn đảm bảo khả tải động  Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Theo bảng 11.6 [1] với ổ bi đỡ chặn: X0 = 0,5; Y0 = 0,37 Qt  X0Fr1  Y0Fa1  0,5.8491  0,37.5774  6382 N  Fr1  Qt = Fr1 = 8491 N□ C0 = 27000 N Do đó, ổ chọn đảm bảo khả tải tĩnh Thiết kế vỏ hộp chi tiết phụ: a/ Vỏ hộp: _ Chiều dày thân hộp:  = mm _ Chiều dày nắp hộp: 1 = mm _ Chiều dày gân tăng cứng: e = mm _ Bu lông nền: M16 _ Bu lông cạnh ổ: M12 _ Bu lông ghép bích nắp thân: M10 _ Vít ghép nắp ổ: M8 _ Vít ghép nắp cửa thăm: M6 _ Chiều dày bích thân hộp: S3 = 14 mm _ Chiều dày bích nắp hộp: S4 = 13 mm _ Bề rộng bích nắp thân: K3 =38 mm _ Chiều dày đế hộp: S1 = 22 mm _ Chiều rộng đế hộp: K1 =48 mm _ Khe hở bánh với thành hộp:   10 mm _ Khe hở đỉnh bánh lớn với đáy hộp: 1  30 mm _ Số lượng bu lông nền: z = b/ Vịng phớt: ngăn khơng cho bụi bặm từ bên vào bên ngăn dầu, mỡ chảy ngồi c/ Vịng chắn dầu: có tác dụng không cho dầu bôi trơn bắn vào ổ bi, ngăn cách cố định ổ bi với bánh d/ Chốt định vị: dùng để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép e/ Nút thông hơi: để làm giảm áp suất điều hịa khơng khí bên bên ngồi hộp giảm tốc A B C D E G H I M27 15 30 15 45 36 32 K L M N 10 O P 22 Q R S 32 18 36 32 f/ Nắp cửa thăm: để kiểm tra, quan sát chi tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào bôi trơn vào hộp A B A1 B1 C K R Vít Số lượng vít 110 60 150 100 130 80 15 M6 g/ Que thăm dầu: kiểm tra mức dầu hộp giảm tốc h/ Nút tháo dầu: dùng để xả dầu cũ M16 x 1,5 Chọn dầu bôi trơn: Theocông thức 13.6a [1], ta có: 10 H  br  HV H v với độ rắn bề mặt 250HB  260HV H = 441,82 Mpa v = 1,87 m/s 10 260.441,82  271, 41 br  1,87 5 Theo đồ thị 13.9 [1], ta chọn dầu bơi trơn có độ nhớt động học  = 64.10 m /s nhiệt độ t = 50C Theo bảng 13.1 [1], ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 68 -6 Bảng dung sai lắp ghép: _ Bánh lắp trục theo kiểu lắp trung gian: H7/k6 _ Vòng ổ lăn lắp lên trục theo hệ thống lỗ, vịng ngồi ổ lăn lắp lên vỏ hộp theo hệ thống trục _Thông thường, vịng ổ quay cịn vịng ngồi đứng n, vịng chịu tải tuần hồn cịn vịng ngồi chịu tải cục Vịng lắp có độ dôi với trục, với miền dung sai trục: k6 Vịng ngồi lắp có khe hở lắp trung gian với vỏ hộp, với miền dung sai lỗ vỏ hộp: H7 Mối lắp ES, m EI, m es, m ei, m Bánh – trục I H7/k6 +21 +15 +2 Bánh – trục II H7/k6 +25 +18 +2 Bánh – trục III H7/k6 +30 +21 +2 Ổ đũa côn I – trục I k6 +15 +2 Ổ đũa côn I – vỏ hộp H7 Ổ đũa côn II – trục II k6 +18 +2 Ổ đũa côn II – vỏ hộp H7 Ổ bi đỡ chặn – trục III k6 +18 +2 Ổ bi đỡ chặn – vỏ hộp H7 +30 Nối trục – trục I H7/k6 +21 +15 +2 Đĩa xích – trục III H7/k6 +25 +18 +2 Chi tiết +30 +30 0 Tài liệu tham khảo: [1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2004 [2] Trịnh Chất, Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động khí, Tập 2, NXB Giáo dục, 2002 [3] Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập chi tiết máy, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2003 [4] Ninh Đức Tốn, Dung sai lắp ghép, NXB Giáo dục, 2000 [5] Trần Hữu Quế, Vẽ kỹ thuật khí, Tập 2, NXB Giáo dục, 2000 [6] Nguyễn Hữu Lộc, Thiết kế khí với AutoCad Mechanical, NXB TP Hồ Chí Minh, 2003 [7] Nguyễn Hữu Lộc, Mơ hình hóa sản phẩm khí với Autodesk Inventor, NXB Khoa học kỹ thuật, 2007 ... HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:  Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn:  Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động điện pha không đồng 2- Nối trục đàn hồi 3- Hộp giảm tốc bánh trụ nghiêng hai cấp đồng... hệ thống truyền động khắp nơi, nói đóng vai trị định đời sống sản xuất Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động khí giúp sinh viên bước đầu làm quen với hệ thống truyền động Đồ án thiết kế hệ thống. . .Đồ án TKHT truyền động khí GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc MỤC LỤC Lời nói đầu… .2 I TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG… II CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN… III TÍNH TOÁN THIẾT