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


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 TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY…....................................... 6
1. Tính tốn bộ truyền xích…......................................................................... 6
2. Tính tốn các bộ truyền trong hộp giảm tốc…............................................ 8
3. Chọn nối trục…......................................................................................... 12
4. Tính tốn 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 NĨI 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 trị 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 mơn học khơng 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, mơn học này cịn 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 q 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
q 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:
2

 ⎛ ⎜T T⎞⎟ t
i

Ptd  P
8

i

⎝⎠

t



49  0,92.36
49  36

i

 7,67 kW

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:
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 cơ có cơng suất Pdc = 11kW với số
vịng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau:
Động cơ

Số vịng

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 vịng quay (vg/ph)

1458

1458

463

147

55

III. TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY:
1. Tính tốn bộ truyền xích:
Các thơng 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  64,08  z2 = 64 răng
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


Cơng suất tính tốn:
KKn Kz P1
1.1,36.1,04.8,33
Pt 

 11,78 kW
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
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 được thỏa.
Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a  40pc  40.31,75  1270 mm
Số mắt xích:

X

2a
pc



z1  z 2
2

2

2

⎛ z2  z1 ⎞ pc 2.1270 24  64 ⎛ 64  24 ⎞ 31,75
⎟. 
⎟ .
 ⎜

 ⎜
 125
31,75
2
⎝ 2 ⎠ a
⎝ 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⎤
⎡
z1  z
z


z
⎛
z

z
⎛
⎞
⎞
12
21
⎥  1285,86 mm
⎢
X

2
a  0,
 8⎜
c⎢
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:
p z 31,75.24
d  c 1
 242,55 mm
1





31,75.64

pcz2 
 646,81 mm
d2  

da1  d1  0,7pc  264,78 mm
da2  d2  0,7pc  669,03 mm
2. Tính tốn các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
a/ Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
Do khơng có u 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 tơi 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

NHO1  30HB1  30.250
2,4

NHO 2  30HB2
47.10

2,4

7

 1,71.10 chu kỳ
2,4
7
chu kỳ
 30.235  1,

NFO1 = NFO2 =5.10

6

Số chu kỳ làm việc tương đương:


⎛ Ti

N 
60c

⎜

HE1

NHE2 

⎞

NHE1
u

N 
60c
FE1

n t  60.1.1458.14400

3

⎟
T
⎝ max ⎠

i i

⎛ 49



⎜
⎝ 85

36

chu kỳ
⎞
3
9
.0,9  1,1.10

85

⎟
⎠

8

 3,5.10 chu kỳ

chu kỳ
⎛ 49 36
⎞
6
9
⎞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 2 ]  408,68 MPa  [ H 2 ]  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 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)

Theo tiêu chuẩn, ta chọn: aw2 = 160mm.

178830.1,03
3

0, 4.441,822.3,15

 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  w2
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
3.25(3,15  1)

Góc nghiêng răng:
  arccos
 13, 43
2.160
Tỷ số truyền: u 2 z  79  3,16
 z4 25
3
Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
 Đường kính vịng chia:
z3mn
25.3
d 3  cos  cos13,
43


 77,11 mm ;

d4 =243,66mm

 Đường kính vịng đỉnh:
da3  d3  2mn
 83, 28 mm ;
cos

da4 = 249,83mm



 Đường kính vịng chân:
df3  d3

2,5m
 cos n  69, 40 mm ;

df4 = 235,95mm





Khoảng cách trục: a w 2



mnz3 (u2  1)
2cos   160 mm

 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
v  60000

60000  1,87 m/s
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


⎛
⎞
 arctg tg ⎞ ⎛
tg20
 20,516

⎜  ⎟ ⎜
⎟
tw
t
cos 
cos13, 43
⎠
⎝
⎠ ⎝
b  arctg(cost .tg )  arctg(cos 20,516.tg13, 43)  12,606


 

ZH 

b 


2cos b


sin2tw
bw sin



2cos12,606
 1,724
sin(2.20,516)

64sin13, 43
 1,577  1
 .3
1
1,665

 mn

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  ZM ZH Z
 H  [ H ]

nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

 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 F
t3

4

t

F F
r3
4

r





2T2 cos



2.178830.cos13, 43

mnz3

 4638 N

3.25

Ft3tgnw 4638.tg20
 cos
 cos13, 43  1736 N



Fa3  Fa4  Ft 3tg  4638.tg13, 43  1107 N
c/ Tính tốn cặp bánh răng cấp nhanh:
Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thơng 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

F 
F
r1
2

r





mnz1
Ft1tgnw  574 N
cos 

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 tốn 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 mơmen 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


l12

l11
l13
Rx11

Rx10

F nt

F r1
Ry10

Ry11

F a1

F t1

19980
Mx
Nmm

My
Nmm
24030
46530
59147

T
Nmm

13

11

25

28

20

25

10

12


l21
l23
l22

F t2
F a2

Ry20

Ry21

F a3

Rx21

F t3F r3

F r2

Rx20

Mx
N mm
42846
86376

5545

My
N mm

196237
T
N mm

22

23

40

21

35

35

20

40

178830


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 mơmen tương đương và đường kính tại các tiết diện bằng các công
thức:
M  M2x M 2 y
Mtd  M2  0,75T2
d

Mtd
3

0,1[ ]
Sau đó từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các
đoạn trục như bảng sau:
Tiết diện

M

Mtd

d (tính)

d (chọn)

12

0

51223

19,4

20

10

24030

56579

20,1

25

13

50638

72028

21,8

28

11

0

0

0

25

20

0

0

0

35

22

43203

160784

28,4

40

23

214406

264490

33,6

40

21

0

0

0

35

30

0

0

0

50

32

267869

539815

42,6

55

31

420086

629379

44,8

50

33

0

468664

40,6

45

 Theo yêu cầu về công nghệ và lắp ráp, dựa vào bảng 9.10 [2] ta chọn then tại
các tiết diện như 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

5

3,3

23

40

128

5

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 , do đó:  m  0;
3

với

W
d



a

M

W

2



bt1 (d  t1 )

32

2d

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,
T
do đó:  m   a 2W
0

2
bt
(d
t)
3
d
1
với W0 
 1
16
2d
 1  (0, 4  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 được các hệ số:  = 0,05;  = 0,02

Theo bảng 10.3 [1], ta tra các hệ số  và 
Hệ số an tồn được 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