ĐỀ SỐ 6: THIÊT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN                                              

Số liệu thiết kế của phương án 13:

• Công suất trên trục thùng trộn, P(KW):7.5
• Số vòng quay trên trục thùng trộn,n(v/p): 38
• Thời gian phục vụ,L(năm) : 6
• Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.

(1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca,1 ca làm việc 8 giờ)

• Chế độ tải:t₁=15,t₂=36,t₃=49,T₁=T,T₂=0.3T,T₃=0.3T

MỤC LỤC

Mục lục  .................................................................................................... 3

Lời nói đầu ............................................................................................... 4

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN............. 5

I.1 Chọn động cơ....................................................................................... 5

I.2 Phân phối tỷ số truyền.......................................................................... 6

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY................................ 8

II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang................................................................. 8

II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng............................................................. 12

II.3 Thiết kế trục....................................................................................... 25

II.4 Tính toán chọn ổ............................................................................... 39

II.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ................................................................... 45

II.6 Các chi tiết phụ ................................................................................. 47

II.7 Bảng dung sai lắp ghép .................................................................... 51

Tài liệu tham khảo .................................................................................. 54

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 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 Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., 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 ThS.Nguyễn Văn Thạnh, các thầy cô và các bạn 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 và các bạn

PHẦN I:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Công suất tương đương:

+ Số vòng quay của động cơ sơ bộ:

Chọn  (theo bảng 3.2 tài liệu [3] )

Chọn động cơ   (tra bảng P1.1 tài liệu [1] )

I.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Công suất các trục:

Số vòng quay của các trục :

(vg/ph)

Momen xoắn trên các trục:  

*Bảng đặc tính kỹ thuật:

	Trục động cơ	I		II		III
Công suất(kW)	4.12	8.57		8.23		7.9
Tỉ số truyền	3		5.73		2.21
N(vg/ph)	1445	481.67		84.06		38
T(Nmm)	27229	80894		445349		944947

PHẦN II:

TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

 II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Công suất truyền: P­=4.12 kW

Số vòng quay trục dẫn: n=1445 vg/ph

Tỉ số truyền: u=3

Chọn số hiệu đai thang:

1. Chọn đai

Theo (hình 4.22 - trang 152-tài liệu [3] ) chọn số hiệu đai là A.

bp,mm	bo,mm	h,mm	y2,mm	A,mm2	Chiều dài đai,mm	T1,Nm	d1,mm
11	13	8	2.8	81	560-4000	11-70	100-200

 Chọn d₁=140 mm theo tiêu chuẩn

2. Ta có:

Chọn d₂=400 mm theo tiêu chuẩn

Tính lại tỉ số truyền u:

Sai lệch 3.8% nên chấp nhận được.

4. Khoảng cách trục nhỏ nhất

Xác định theo công thức:

                                                2(d₁+d₂) ≥ a ≥ 0.55(d₁+d₂) + h

                                                2(140+400) ≥ a ≥ 0.55(140+400) + 8

                                                1080 ≥ a ≥ 305

Chọn sơ bộ: a=d₂=400mm

5. Chiều dài tính toán của đai:

Theo bảng 4.3 ( tài liệu [3] ) chọn L=1600mm=1.6m theo tiêu chuẩn.

6. Số vòng chạy của đai trong một giây:
7. Tính toán lại khoảng cách trục a:

Trong đó :

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.

8. Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

Các hệ số sử dụng:

• Hệ số ảnh hưởng đến góc ôm đai:
• Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc:
• Hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền u: C_u=1.14 vì u=3>2.5
• Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai C_z ta chọn sơ bộ bằng 0.95 (chọn z=2-3)
• Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: C_r=0.7
• Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

Theo đồ thị hình 4.21c (t ài liệu [3] ) ta chọn [P_o] =2.3 khi d = 140mm đai loại A.

Số dây đai được xác định theo công thức:

Ta chọn z=3 đai (thỏa điều kiện chọn ban đầu).

9. Định các kích thước chủ yếu của đai:

Chiều rộng bánh đai: B=(z-1)t+2S

Đường kính ngoài:

Trong đó: z=3 ; t=15 ; S=10 ; h₀=3.3

Suy ra: B=50mm ; d_n1=146.6mm ; d_n2=406.6mm

1. Lực căng đai ban đầu:

F_o=Aσ_o=zA₁σ_o=3*81*1.5=364.5 N

• Lực căng mỗi dây đai:
• Lực vòng có ích:

Lực vòng trên mỗi đai 194.34 N

Từ công thức:

Suy ra :          

     ;          

Từ đây suy ra:

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai γ=38^o):

1. Lực tác dụng lên trục:

II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để

tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.

1. Bộ truyền cấp nhanh

Moment xoắn trên trục là 80894Nmm. Vì hộp giảm tốc có cấp nhanh phân đôi nên T1=80894/2=40447 Nmm.

u = 5.73

n = 481.67 (v/p)

1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:

Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện. Theo bảng 6.13, tài liệu [3], ta có:

Đối với bánh dẫn:

HB₁ = 250

σ_OHlim1 = 2HB₁ + 70 = 2*250 + 70 = 570 Mpa

s_H1 = 1.1

σ_OFlim1 = 1.8HB₁ =1.8*250 = 450 Mpa

s_F1 = 1.75

Đối với bánh bị dẫn:

HB₂ = 228

σ_OHlim2 = 2HB₂ + 70 = 2*228 + 70 = 526 Mpa

s_H2 = 1.1

σ_OFlim2 = 1.8HB₂ =1.8*228 = 410.4 Mpa

s_F2 = 1.75

1. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ_H ] và ứng suất uốn cho phép [σ_F ]:
2. Số chu kì làm việc cơ sở:

N_HO1 = 30  = 30* 250^2.4 = 1.71*10⁷ chu kì

N_HO2 = 30  = 30* 228^2.4 = 1.37*10⁷ chu kì

N_FO1 = N_FO2 = 5*10⁶ chu kì

 Số chu kì làm việc tương đương:

Số lần ăn khớp  của răng 1 vòng quay: c=1

Tuổi thọ: L_h = 6*250*8*2 = 24000 giờ

m_H = 6

N_HE1 = 60c n_it_i =

          = 60*1*481.67* * 24000         

    = 12*10⁷ chu kì

                   N_HE2 =  =  2.1*10⁷ chu kì

N_FE1 = 60c n_it_i =

     = 60*1*481.67* * 24000

   = 10.45*10⁷ chu kì

                   N_FE2 =  =  = 4.73*10⁷ chu kì

1. Hệ số tuổi thọ:

Do N_HE1 > N_HO1 ,N_HE2 > N_HO2 ,N_FE1 > N_FO1 ,N_FE2 > N_FO2

nên chọn K_HL1 = K_HL2 = K_FL1 = K_FL2 = 1

1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

[σ_H1] = σ_OHlim1  = 570* = 466.36 Mpa

[σ_H2] = σ_Ohlim2  = 526* = 430.36 MPa

[σ_F1] =  K_FL1 =  *1 = 257.14 Mpa

[σ_F2] =  K_FL2 =  *1 = 234.51 Mpa

2. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σ_H]:

Vì không thỏa mãn điều kiện:

            Do đó ta chọn =430.36 Pma

3. Chọn ứng suất uốn cho phép:

[σ_F] = [σ_F2] = 234.51 Mpa

4. Chọn hệ số tải trọng tính:

Theo bảng 6.15, tài liệu [3] do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn

ψ_bα = 0.25÷0.4, chọn ψ_ba = 0.4 theo tiêu chuẩn.

Ta có:

ψ_bd =  =  = 1.346

Ứng với ψ_bd vừa chọn, tra bảng 6.4, tài liệu [3], (ứng với ψ_bd = 1.346 và HB <350) ta có:

K_Hβ = 1.115

K_Fβ = 1.225

5. Tính khoảng cách trục:

a_w = 43(u+1) =

     =43*(5.73+1) =137 mm

Theo tiêu chuẩn chọn a_w = 160 mm

6. Chọn modul răng:

m= (0.01÷0.02) a_w = (0.01÷0.02) *160= 1.6÷3.2

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3

7. Xác định số răng và góc nghiêng răng:

Từ điều kiện 8⁰ ≤  β ≤ 20⁰

Suy ra:  ≤  z₁ ≤ 

            14.89≤  z₁  ≤ 15.7

Chọn z₁ =15 răng suy ra z₂ =15*5.73 = 85.95 răng

Chọn z₂=86 răng

Tính lại tỉ số truyền:

u =  =  = 5.733

sai số 0.06%  nên chấp nhận được.

Góc nghiêng răng: β = arccos =

8. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia

d_ω1 =  =  =47.55 mm

d_ω2 =  =  = 272.6 mm

Đường kính vòng đỉnh:

d_a1 = d_ω1 + 2m_n = 53.55 mm

d_a2 = d_ω2 + 2m_n =278.6 mm

Đường kính vòng đáy:

   d_f1 = d₁ – 2,5m_n = 40.05 mm

   d_f2 = d₂ – 2,5m_n =265.1 mm

Khoảng cách trục:

a_ω =  =  ≈ 160 mm

Chiều rộng vành răng:

b₂ = ψ_bα a_ω = 0.4*160 =64 mm

b₁ = b₂ + 5 = 69 mm

9. Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền:

v =  =  = 1.2 m/s

Tra bảng 6.3, tài liệu [3],  ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9, v_gh = 6m/s

1. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:

F_t1 =  =  =1701.3 N

F_n1 =  =  = 1913 N

F_a1 = F_t1 tgβ == 580.5N

F_r1 =  = 654.3 N

Tra bảng 6.6, tài liệu [3], chọn

K_HV = 1.02

K_FV = 1.04

1. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Z_M  = 275MPa^1/2

ε_α = ÷1.9

Chọn ε_α =  khi đó

T₁ = 84958 Nmm

α_tω = arctan = arctan = 21^o

Z_H =  =  = 1.68

K_H = K_Hβ * K_HV*K_Hα= 1.115*1.02*1.13=1.3

u=5.73

d_ω1 = 47.55 mm

b = 64 mm

          σ_H =   =

     =   =311.6 Mpa

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ_H] = σ_OHlim

• Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Z_R = 0,95
• Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 

            Z_v = 0.85v^0.1=0.87

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn K_l = 1
• Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Suy ra [σ_H] =

Ta có

            σ_H = 311.6 MPa nhỏ hơn [σ_H]=330 Mpa

            Vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc.

2. Xác định số răng tương đương:

z_v1 =  =  =17.7

z_v2 =  =  = 101.45

Y_F1 = 3.47+  =4.2

Y_F2 = 3.47+   =3.6

3. Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Trong đó:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K_FC = 1 khi quay 1 chiều.

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: Y_R = 1 khi phay và mài răng.

 Hệ số kích thước: 

   Y_x = 1.05 – 0.005m  =  1.05 – 0.005.3 = 1.035

 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: 

   Y_δ = 1.082 – 0.172lgm = 1.082 – 0.172lg3  = 1

Suy ra:

266.1

242.5

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

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

Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

 Trong đó:

 Hệ số tải trọng tính: K_F=K_Fβ*K_Fv*K_Fα=1.225*1.04*1.37=1.75

 Ứng suất uốn tính toán là:

 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.

 Bộ truyền cấp chậm:

Moment xoắn trên trục là 445349 Nmm.

T₁=445349 Nmm.

u = 2.21

n = 84.06 (v/p)

1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:

Giống như bộ truyền cấp nhanh.

Số chu kì làm việc tương đương:

Số lần ăn khớp  của răng 1 vòng quay: c=1

Tuổi thọ: L_h = 6*250*8*2 = 24000 giờ

m_H = 6

N_HE1 = 60c n_it_i =

          = 60*1*84.06* * 24000           

    = 21*10⁶ chu kì

       N_HE2 =  =  =9.5*10⁶ chu kì

N_FE1 = 60c n_it_i = 

     = 60*1*84.06* * 24000

   = 18.23*10⁶ chu kì

                   N_FE2 =  =  = 8.24*10⁶ chu kì

 Hệ số tuổi thọ:

Do N_HE1 > N_HO1 ,N_HE2 > N_HO2 ,N_FE1 > N_FO1 ,N_FE2 > N_FO2

nên chọn K_HL1 = K_HL2 = K_FL1 = K_FL2 = 1

 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

[σ_H1] = σ_OHlim1  = 570* = 466.36 Mpa

 [σ_H2] = σ_Ohlim2  = 526* = 430.36 MPa

 [σ_F1] =  K_FL1 =  *1 = 257.14 Mpa

 [σ_F2] =  K_FL2 =  *1 = 234.51 Mpa

 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σ_H]:

2. Chọn hệ số tải trọng tính:

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn

ψ_bα = 0.25÷0.4, chọn ψ_ba = 0.4 theo tiêu chuẩn.

Ta có:

ψ_bd =  =  = 0.642

Ứng với ψ_bd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψ_bd = 0.642 và HB <350) ta có:

K_Hβ = 1.04

K_Fβ = 1.07

 Tính khoảng cách trục:

a_w = 50*(u+1) =

     =50*(2.21+1) =227mm

Theo tiêu chuẩn chọn a_w =250 mm

5. Chọn modul răng:

m= (0.01÷0.02) a_w = (0.01÷0.02) *250 = 2.5÷5

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=4

6. Xác định số răng và góc nghiêng răng:

Số răng bánh dẫn là:

Chọn z₃ =39 răng suy ra z₄ =39*2.21 = 86.19 răng

Chọn z₄ = 86 răng

Tính lại tỉ số truyền:

u =  =  = 2.205

Δu=0.22%<4% (thỏa)

Khoảng cách trục:

a_ω =  =  ≈ 250 mm

Vậy không cần dịch chỉnh.

7. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia

d_ω3 = = 156 mm

d_ω4 = = 344mm

Đường kính vòng đỉnh:

d_a3 = d_ω3 + 2m_n = 164 mm

d_a4 = d_ω4 + 2m_n =352 mm

Đường kính vòng đáy:

   d_f3 = d₃ – 2,5m_n = 146 mm

   d_f4 = d₄– 2,5m_n = 334  mm

Chiều rộng vành răng:

b₃ = ψ_bα a_ω = 0.4*250 = 100 mm

b₄ = b₃ + 5 = 100 + 5 = 105 mm

8. Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền:

v =  =  = 0.7 m/s

Tra bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9, v_gh = 3m/s

 

9. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực pháp tuyến F_n nằm trên mặt pháp trùng với mặt ngang và phân tích thành hai thành phần lực vòng F_t và lực hướng tâm F_r:

- Lực vòng Ft có chiều ngược với chiều vận tốc dài bánh dẫn tại điểm tiếp xúc

F_t1 =  =  = 5709.6 N

- Lực hướng tâm có chiều hướng vào tâm bánh răng:

F_r1 = = 2078 N

1. Chọn hệ số tải trọng động :

Ta có cấp chính xác là 9 và vận tốc v=0.7 m/s

Tra bảng 6.6 chọn

K_HV = 1.06

K_FV = 1.11

1. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Z_M  = 275MPa^1/2

ε_α = ÷1.9

Chọn ε_α = khi đó

T₁ = 445349 Nmm

α_ω= 20^o

Z_H =  =  = 1.76

K_H = K_Hβ * K_HV = 1.04*1.06=1.1024

u=2.21

d_ω3 = 156 mm

b = 100 mm

          σ_H =   =

     =   = 307.5 Mpa

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ_H] = σ_OHlim

• Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Z_R = 0,95
• Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 theo (3,61):

            Z_v = 0.85v^0.1=0.82

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn K_l = 1
• Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Suy ra [σ_H] =

Ta có

            σ_H = 307 Mpa ≤[σ_H]=379MPa

            vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc

2. Xác định số răng tương đương:

Y_F1 = 3.47+  = 3.47+  =3.8

Y_F2 = 3.47+  = 3.47+  =3.6

3. Kiểm nghiệm độ bền uốn.