Tài liệu 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 MÔN 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 Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc MỤC LỤC Lời nói đầu….......................................................................................................2 I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG….................................................. 3 II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN….............................5 III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY…....................................... 6 1. Tính toán bộ truyền xích…......................................................................... 6 2. Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc…............................................ 8 3. Chọn nối trục…......................................................................................... 12 4. Tính toán thiết kế trục và then…................................................................ 13 5. Chọn ổ lăn…............................................................................................. 21 6. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ............................................................ 26 7. Chọn dầu bôi trơn…................................................................................. 28 8. Bảng dung sai lắp ghép…......................................................................... 29 Tài liệu tham khảo...............................................................................................30 Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân 1 LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong đời sống cũng như trong sản xuất. Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta bước đầu làm quen với những hệ thống truyền động này. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấu máy. Đồng thời, môn học này còn giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức các môn đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Vẽ cơ khí… từ đó cho ta một cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí. Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sẽ giúp sinh viên bổ sung và hoàn thiện các kỹ năng vẽ AutoCad, điều này rất cần thiết đối với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc đã tận tình hướng dẫn, cảm ơn các thầy cô và bạn bè trong khoa Cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện. Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:  Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn: 3 1 5 2 4  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 răng nghiêng hai cấp đồng trục 4- Bộ truyền xích ống con lăn 5- Thùng trộn  Sơ đồ tải trọng: T T1 T2 t1 t2 t  Các số liệu thiết kế: _ Công suất trên trục thùng trộn: P = 8 kW _ Số vòng quay trên trục thùng trộn: n = 55 vòng/phút _ Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ _ Thời gian phục vụ: L = 6 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) _ Chế độ tải: T1 = T ; T2 =0,9T t1 =49s ; t2 = 36s  Đặc điểm của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục: + Ưu điểm: kích thước theo chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó có kích thước nhỏ gọn hơn so với các loại hộp giảm tốc hai cấp khác. + Nhược điểm: _ Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết, vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn hơn khá nhiều so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại bằng nhau. _ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí do chỉ có một trục đầu vào và một trục đầu ra. _ Kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong vỏ hộp. _Trục trung gian lớn do khoảng cách giữa các ổ lớn. _ Kích thước chiều rộng lớn. II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN: Công suất tương đương trên trục thùng trộn:  ⎛ ⎜T T Ptd  P ⎞ ⎝⎠ ⎟i 8 2 i t t  49  0,92.36  7,67 kW 49  36 i Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: ch  br1 br 2 x ol4 Theo bảng 3.3 [1] ta chọn: br1  br 2  0,97;x  0,93;ol  0,99  ch  0,97.0,97.0,93.0,99 4  0,84 Công suất cần thiết của động cơ: 7,67 Pdc   9,13 kW  0,84 Ptd ch Tỷ số truyền chung: uch  u1u2ux  ndc nct Dựa vào phụ lục P1.3 [2] ta chọn động cơ có công suất Pdc = 11kW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau: Động cơ 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 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 cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật như sau: Trục Động cơ I II III Công tác 9,13 9,03 8,67 8,33 7,67 Thông số Công suất (kW) Tỷ số truyền 1 3,15 3,15 2,67 Mômen xoắn (Nmm) 59802 59147 178830 541167 1331791 Số vòng quay (vg/ph) 1458 1458 463 147 55 III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY: 1. Tính toán bộ truyền xích: Các thông số đầu vào: P1 = 8,33kW; n1 = 147vg/ph; u = 2,67; T = 541167Nmm. Chọn loại xích ống con lăn. Số răng của đĩa xích dẫn: z1  29  2u  29  2.2,67  23,66  chọn z1 = 24 răng z2  uz1  2,67.24   z2 = 64 răng 64,08 Các hệ số điều kiện sử dụng: K = KrKaKoKdcKbKlv = 1.1.1.1.1.1 = 1 với Kr = 1: dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ truyền tương đối êm Ka = 1: khi a = (30÷50)pc Ko = 1: khi đường nối tâm 2 đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 Kdc = 1: trục điều chỉnh được Kb = 1: bôi trơn nhỏ giọt Klv = 1: làm việc một ca n 200 K  01   1,36 n n 147 zn1 1 25 K   1,04 z z1 24 Kx = 1: chọn xích một dãy Công suất tính toán: KKn Kz P1 1.1,36.1,04.8,33   11,78 kW Pt  Kx 1 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 được thỏa. Vận tốc trung bình của xích: nzpc 147.24.31,75  1,87 m/s v 60000  60000 Lực vòng có ích: 1000P 1000.8,33  1,87  4454,54 N Ft  v Kiểm nghiệm bước xích: p  6003 P1K c 8,33.1  6003 z1n1[p0 ]Kx  26 24.147.29.1 Do bước xích pc = 31,75mm nên điều kiện được thỏa. Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a  40pc  40.31,75  1270 mm Số mắt xích: X 2a pc  z1  z2 2 2 2 2.1270 24  64 ⎛ 64  24 ⎛ 31,75 ⎛z z ⎞ p ⎛ .  125 ⎜ 2 1 ⎟ . c   ⎛ 2  a 31,75 2 2  1270 ⎛ ⎛ ⎛ ⎛ Chọn X = 126 mắt xích. Chiều dài xích: L  pcX  31,75.126  4000,5 mm Tính chính xác khoảng cách trục: 2 2⎛ ⎛ z 1  z ⎛ ⎞ ⎛ z  z ⎛ z  z 12 21 ⎛  1285,86 mm ⎛ a  0, c X  2  8⎛ ⎛ 2  ⎝⎜ 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 trong 1 giây: z n 24.147 i  1 1  1,87  [i]  16 15X 15.126 Tải trọng phá hủy: Q = 88,5kN Lực trên nhánh căng: F1  Ft =4454,54N 2 2 Lực căng do lực ly tâm gây nên: F  q v  3,8.1,87  13, 29 N v m Lực căng ban đầu của xích: F0  Kf aqmg  6.1, 282.3,8.9,81  286,74 N Hệ số an toàn: 3 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: pz 31,75.24 d  c 1  242,55 mm 1   d  pcz2 2  31,75.64   646,81 mm  da1  d1  0,7pc  264,78 mm da2  d2  0,7pc  669,03 mm 2. Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc: a/ Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: 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 nhau. Chọn vật liệu la thép 45 được tôi cải thiện. Độ rắn trung bình bánh dẫn HB1 = 250 Độ rắn trung bình bánh bị dẫn HB2 = 235 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các 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 cơ sở: 2,4 2,4 7 NHO1  30HB1  30.250  1,71.10 chu kỳ 2,4 2,4 7 chu kỳ NHO 2  30HB2  30.235  1, 47.10 NFO1 = NFO2 =5.10 6 Số chu kỳ làm việc tương đương: N  60c ⎜ HE1 NHE2  NHE1 ⎟ T ⎝ max ⎠ i i ⎛ ⎛ 85 85 ⎛ ⎛ 8  3,5.10 chu kỳ u ⎛ 49 36 6⎛ N  60c ⎛ Ti ⎞6 9n t  60.1.1458.14400  .0,9  10 ⎛ T FE1 chu kỳ ⎞3 ⎛ 49 36 3⎛ 9 60.1.1458.14400 n t   .0,9  1,1.10 ⎛ Ti ⎝ ⎟ max i i ⎠ ⎜ ⎛ 85 85 chu kỳ ⎟ ⎛ NFE2  NFE1  3,17.108 chu kỳ u Vì NHE > NHO; NFE > NFO nên KHL = KFL =1 Ứng suất tiếp cho phép: [ H ]   OH 0,9KHL l im sH  [ H1 ]  570.0,9  466,36 MPa [ H2 ] 1,1 540.0,9  441,82 MPa 1,1 [ H ]  0, 45[ H1 ]  [ H 2 ]  408,68 MPa  [ H 2 ]  441,82 MPa  [ H ]  441,82 MPa Ứng suất uốn cho phép: [ F ]   OFlim  [ F1 ]  [ KFL sF 450  257,14 MPa 1,75 423 ]  241,71 MPa F2 1,75 b/ Tính toán cặp bánh răng cấp chậm:  Các thông số cho trước: T2 = 178830Nmm; n2 = 463vg/ph; u2 = 3,15 Chọn  ba2  0, 4 . Khi đó  bd 2  ba2 (u 2  1)  0,83 . Theo bảng 6.4 [1], ta chọn KH  1,03;  1,05 KF  Khoảng cách trục: 3 T2KH  [ ]2 u ba2H2 aw2  43(u2  1)  43(3,15  1) 178830.1,03 3 0, 4.441,822.3,15 Theo tiêu chuẩn, ta chọn: aw2 = 160mm.  162,05 mm Mô đun răng: mn = (0,010,02)aw2 = 1,63,2 mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn: mn = 3mm. Từ điều kiện: 8   20 suy ra 2aw2 cos 20 2a cos8  z3  w 2 mn (u 2  1) mn (u 2  1)  24,1  z3  25, 4 Chọn z3 = 25  z4 = 25.3,15 = 78,75  chọn z4 = 79 Góc nghiêng răng:   arccos 3.25(3,15  1)  13, 43 2.160 Tỷ số truyền: u 2  z4  79 25  3,16 z3 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:  Đường kính vòng chia: d  z3mn 3 cos 25.3  cos13, 43  77,11 mm ; d4 =243,66mm   Đường kính vòng đỉnh: da3  d3 2mn  83, 28 mm ;  cos da4 = 249,83mm   Đường kính vòng chân: df3  d3   2,5mn  69, 40 mm ; cos  Khoảng cách trục: a w2  df4 = 235,95mm mnz3 (u2  1)  160 mm 2cos   Chiều rộng vành răng: b4 = ba2aw2 = 0,4.160 = 64 mm b3 = b4 + 5 = 64 +5 = 69 mm Vận tốc vòng bánh răng:  d3n2  .77,11.463   1,87 m/s v 60000 60000 Theo bảng 6.3 [1], ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6m/s. Chọn hệ số tải trọng động KHV = 1,03; KFV = 1,1 ZM = 275MPa 1/2     ⎞ ⎛  ⎛ ⎛ tg tg20 ⎛  20,516 ⎛ ⎛  cos  cos13, 43 ⎛ ⎛ ⎛ ⎛ b  arctg(cost .tg )  arctg(cos 20,516.tg13, 43)  12,606 tw ZH  t 2cos12,606  1,724 sin(2.20,516) 2cos b  sin2tw  b  bw sin  64sin13, 43  1,577  1  .3  1  mn 1,665 1  Z   0,775   ⎛ ⎛ ⎛⎛ với   2 ⎛ 1,88  3, 1  1 cos   1,665 ⎛ ⎛⎛  z z ⎛ 3 4 ⎛⎛ ⎛ dw3  2a 2.160  76,92 mm w2  u 2  1 3,16  1  Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: 2T2KH KHV (u 2  1)  422 MPa bwu2 dw3 [ H ]  [ H ]ZVZR ZxH  441,82.1.0,95.1,02  428,12 MPa  H  [ H ] nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.  H  ZM ZH Z  Kiểm nghiệm độ bền uốn: Hệ số dạng răng: YF3  3, 47  13, 2  YF4 3,998 z3 13, 2  3, 47   3,64 z4 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: [ F3 ] 257,14   64,32 YF3 3,998 [ F4 ] 241,71 YF4  3,64  66, 4 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn. 2Y T K K 111,83 MPa  ]  257,14 MPa   F3 2 F FV  [ F3 F3 d w3 b w m n Do đó độ bền uốn được thỏa.  Lực tác dụng lên bộ truyền: F  2T cos 2.178830.cos13, 43 F  2   4638 N  t3 4 t F  F r3 4 r mnz3  Ft3tgnw cos 3.25  4638.tg20  1736 N cos13, 43  Fa3  Fa4  Ft 3tg  4638.tg13, 43  1107 N c/ Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh: Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh giống như cặp cấp chậm, chỉ trừ chiều rộng vành răng. Chọn  ba1  0, 25 . Khi đó, chiều rộng vành răng của cấp nhanh: b2 = ba1aw1 = 0,25.160 = 40 mm b1 = b2 + 5 = 40 +5 = 45 mm Lực tác dụng lên bộ truyền: F  2T cos  1534 N F  1  t1 2 t mnz1 F  F  574 N  Ft1tgnw r1 r cos  2 Fa1  Fa2  Ft1tg   366 N 3. Chọn nối trục: Mômen truyền qua nối trục T = 59802Nmm. Theo phụ lục 11.5 [3], ta chọn nối trục đàn hồi có: d = 20mm dc = 10mm D0 = 68mm lc = 19mm dm = 40mm đai ốc M8 l1 = 15mm z=6 l2 = 22mm d0 =19mm c = 2mm l0 = 15mm Chọn vật liệu là thép 45 với ứng suất uốn cho phép [F] = 70Mpa, ứng suất dập giữa chốt và ống [d] = 3Mpa.  Kiểm tra độ bền uốn: 1, 45.59802.19 KTlc   40,38 MPa  [ ] F  F 3 3 0,1dc D 0 z 0,1.10 .68.6 Kiểm tra độ bền dập: 2.1, 45.59802 d 2KT   2,83 MPa  [d ]  zD0dcl0 6.68.10.15 Do đó điều kiện uốn và bền dập của nối trục được thỏa. 4. Tính toán thiết kế trục và then: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có b = 600Mpa, ứng suất xoắn cho phép [] = 20Mpa. Theo bảng 10.1 [1], chọn ứng suất uốn cho phép [] = 70Mpa.  Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức: Tk dk  3 0, 2[ ] Với T1 = 59147Nmm; T2 = 178830Nmm; T3 = 541167Nmm ta tính và chọn sơ bộ dường kính các trục như sau: d1 = 25mm; d2 = 35mm; d3 = 50mm.  Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Sử dụng các bảng 10.2, 10.3, 10.4 [2] và các công thức 10.10, 10.13 [2] ta xác định sơ bộ các khoảng cách như sau: l12 = -69mm l13 = 45mm l11 = 90mm l22 = 48mm l23 = 190mm l21 = 251mm l32 = 65,5mm l31 = 131mm l33 = 217mm Sơ đồ phân tích lực: Fx F nt ( III ) (I ) F r4F t4 F r1 F a4 F a1 F t1 F t2 F a2 F r2 F a3 F r3 ( II ) Fn t  0, 2 2T1 F t3  0, 2 D0 2.59147 = 5123N  348 N ;F 68 x Ft1 = Ft2 = 1534N Ft3 = Ft4 = 4638N Fr1 = Fr2 = 574N Fr3 = Fr4 = 1736N Fa1 = Fa2 = 366N Fa3 = Fa4 = 1107N  Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zOy và zOx, ta tính được phản lực tại các ổ như sau: Rx10 = 152N Ry10 = 130N Rx11 = 1034N Ry11 = 444N Rx20 = 113N Ry20 = 894N Rx21 = 3217N Ry21 = 1416N Rx30 = 2319N Ry30 = 1309N Rx31 = 2319N Ry31 = 8168N