Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HOT, 9đ

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 THÙNGTRỘN
Sv THỰC HIỆN: HUỲNH HỒNG LUÂN
MSSV: 205012345
LỚP; CK05KSTN
Gv HƯỚNG DẪN: NGUYỄN HỮU LỘC
NĂM 2008

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân 1
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

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:
 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:
3
1
5
2
4

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.
t2
T1
T2
t
t1

 Ti 
2

T
 i
t
 
ti
4
   
II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
Công suất tương đương trên trục thùng trộn:
Ptd  P  8  7,67 kW
Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
4
ch br1 br 2 x ol
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  0,84
Công suất cần thiết của động cơ:
Pdc 
Ptd
ch

7,67
 9,13 kW
0,84
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
quay
động cơ,
(vg/ph)
Tỷ số
truyền
chung,
uch
Tỷ số
truyển
hộp
giảm tốc,
uh
Bộ
truyền
bánh
răng, u1
Bộ
truyền
bánh
răng, u2
Bộ
truyền
xính, ux
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
49  36
49  0,92
.36

n
z
Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật như sau:
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất (kW) 9,13 9,03 8,67 8,33 7,67
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  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
K 
n01

200
 1,36
n1 147
K
zn1

25
 1,04
z1 24
Kx = 1: chọn xích một dãy


X
z  z 
2
 z z 
2

1 2

2  
 8
2 1

2 
t
c
Công suất tính toán:
P 
KKn Kz P1

1.1,36.1,04.8,33
 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:
v 
nzpc

147.24.31,75
 1,87 m/s
60000 60000
Lực vòng có ích:
F 
1000P

1000.8,33
 4454,54 Nt
v 1,87
Kiểm nghiệm bước xích:
p  6003
P1K  6003 8,33.1  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:
2 2
X 
2a

z1  z2

 z2  z1 
.
pc

2.1270

2464

 64 24
.
31,75
 125   
pc 2  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:
a  0,25p
 zX  1

 z2


2

 1285,86 mm

 
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:
i 
z1n1

24.147
 1,87  [i]  16
15X 15.126
Tải trọng phá hủy: Q = 88,5kN
c

Lực trên nhánh căng: F1  Ft =4454,54N
Lực căng do lực ly tâm gây nên: F  q v2
 3,8.1,872
 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:
Q 88,5.103
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:
d 
pcz1

31,75.24
 242,55 mm
1
 
d 
pcz2 
31,75.64
 646,81 mm
2
 
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
NHO 2  30HB2  30.235 1, 47.10 chu kỳ
NFO1 = NFO2 =5.106
Số chu kỳ làm việc tương đương:

N  60c  Ti
3

n t  60.1.1458.14400
49

36
.0,93 
1,1.109
chu kỳ
HE1   i i  

NHE2
 Tmax 

NHE1
 3,5.108
chu kỳ
u
 85 85 
 N  60c  Ti
6
n t  60.1.1458.14400
 49

36
.0,96 
109
chu kỳ
FE1 
T
 i i

85 85


 max   
NFE2

NFE1
 3,17.108
chukỳ
u
Vì NHE > NHO; NFE > NFO nên KHL = KFL =1
Ứng suất tiếp cho phép:
[H
] OH lim
0,9KHL
sH
 [ H1
[
] 
570.0,9
 466,36 MPa
1,1
] 
540.0,9
 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
] OFlim
KFL
sF
 [F1
[
] 
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  bd2  ba2 (u2 1)  0,83.
Theo bảng 6.4 [1], ta chọn KH
Khoảng cách trục:
 1,03;KF  1,05
aw2  43(u2
 1)  43(3,15 1)  162,05 mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: aw2 = 160mm.
3
T2
KH
ba2 H 2[ ]2
u
178830.1,03
3
0, 4.441,822
.3,15

3
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
 z 
2aw 2 cos8
mn (u2  1) mn (u2 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: u2 
z4
z3

79
 3,16
25
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
 Đường kính vòng chia:
d 
z3mn
3
cos
25.3
cos13,43
 77,11mm ; d4 =243,66mm
 Đường kính vòng đỉnh:
da3  d3 
2mn
cos
 83,28mm ; da4 = 249,83mm
 Đường kính vòng chân:
df3  d3 
2,5mn
cos 
 69,40 mm ; df4 = 235,95mm
 Khoảng cách trục: aw2 
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:
v 
 d3n2

 .77,11.463
 1,87 m/s
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 = 275MPa1/2

1

1
1,665
ZM ZHZ
dw3
2T2KH KHV (u2 1)
bwu2
d b m
b
   arctg

 tg 

 tg20

 20,516
tw t

cos    cos13, 43 
   
b  arctg(cost .tg )  arctg(cos 20,516.tg13, 43)  12,606
ZH  2cos b


sin2tw
2cos12,606
sin(2.20,516)
 1,724
 
bw sin
 mn

64sin13, 43
 1,577  1
 .3
 Z    0,775
  
với   1,88  3,2 1

1 cos   1,665
   
  z3
z4 
dw3  2aw2

 2.160  76,92 mm
u2 1 3,16 1
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
H   422 MPa
[ H ]  [ H ]ZVZR ZxH  441,82.1.0,95.1,02  428,12 MPa
 H
 [H
] nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
 Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Hệ số dạng răng:
YF3
YF4
 3,47 
13,2
 3,998
z3
 3,47 
13,2
 3,64
z4
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[ F3 ]

257,14
 64,32
YF3 3,998
[ F4 ]

241,71
 66, 4YF4 3,64
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
2Y T K K
  F3 2 F FV  111,83 MPa 
[
]  257,14 MPa
F3 F3
w3 w n

c 0
Do đó độ bền uốn được thỏa.
 Lực tác dụng lên bộ truyền:
F  F 
2T2 cos
2.178830.cos13, 43
 4638 Nt3 t 4
mnz3 3.25
F  F 
Ft3tgnw

4638.tg20
 1736 Nr3 r 4
cos 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 F 
2T1 cos   1534 N
t1 t 2
mnz1
F F 
Ft1tgnw  574 N
r1 r 2
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:
 
KTlc 
1, 45.59802.19
 40,38 MPa  [ ]
F
0,1d3
D z 0,1.103
.68.6
F

Kiểm tra độ bền dập:
 
2KT 
2.1, 45.59802
 2,83 MPa  [ ]d 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:
dk 

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:
Tk3
0,2[]
l12 = -69mm l13 = 45mm l11 = 90mm
l22 = 48mm l23 = 190mm l21 = 251mm
l32 = 65,5mm l31 = 131mm l33 = 217mm
Sơ đồ phân tích lực:

Fr1
Fa1
( I )
F nt
( III )
F t1
F t2
( II )
Fnt  0,2
2T1
 0,2
2.59147
 348 N ; F = 5123N
D0 68
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
Fa2
Fr2
Fa3
Fr3
Ft3
Fx
F r4 Ft4
Fa4
x

l13
F nt Rx10
F r1
Ry10
F t1
F a1 Ry11
19980
24030
46530
59147
13
12 10 11
l12 l11
Rx11
Mx
Nmm
My
Nmm
T
Nmm
20
25
28
25

l23
l22
Ft2
Fa2
Ry20
F a3
Ry21
Fr2 Ft3 Fr3
Rx20
42846
5545 86376
196237
178830
20
22 23
21
l21
Rx21
Mx
N mm
My
N mm
T
N mm
35
40
40
35

l31
l32
Ry30 Fx
Fr4
Ft4 Rx31
Ry31
Fa4
Mx
Nmm
220639
151895 420086
My
Nmm
541167
T
Nmm
32
33
30 31
l33
Rx30
50
55
50
45

M2x  M2
y
 Xác định mômen tương đương và đường kính tại các tiết diện bằng các công
thức:
M 
Mtd 
d 

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:
M2
 0,75T2
Mtd
3
0,1[ ]

s2  s2
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 2
 
M
a
W
với W 
d

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 
 d3
2W0
bt (d  t )2
với W   1 1
0
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 toàn được tính theo công thức: s  s s

với s  1
; s 
1
K a


m
Ka

 m
Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi: s  [s] = 2,5
 

t 1
t
Tiết
diện
d,
mm
W,
mm3
W0,
mm3
a,
MPa
m=a,
MPa
  s s S
12 20 642 1428 0 20,71 0,91 0,89 - 4,25 4,25
10 25 1534 3068 13,15 9,64 0,91 0,89 10,68 9,12 6,94
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 16557 0 16,34 0,84 0,78 - 4,70 4,70
Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn
về mỏi.
 Kiểm nghiệm độ bền then:
Với tải trọng va đập nhẹ thì: [d] = 130Mpa; [c] = 90Mpa
Điều kiện bền dập và bền cắt của then:
 
2T  [ ]
d
dl (h  t )
d
 
2T  [ ]
c
dl b
c
Tiết diện d, mm bh t1, mm lt, mm T, Nmm d, MPa c, MPa
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 5 40 178830 74,51 37,26
23 40 128 5 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 quả trên cho thấy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ
bền cắt.

R2x10 y10 R2
R2x11 y11 R2
5. Chọn ổ lăn:
a/ Trục I:
Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ:
Fr1
S1
Fa
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
Fr0  
Fr1  
 200 N
 1125 N
Lực dọc trục: Fa = 366 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7205 có C =
24000N, C0 =17500N và góc tiếp xúc  = 13,5.
 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục:
e  1,5tg  1,5tg13,5  0,36
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra:
S0  0,83eFr 0  0,83.0,36.200  60 N
S1  0,83eFr1  0,83.0,36.1125  336 N
Vì S0 < S1 và Fa > S1- S0 do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán:
Fa0 = S0 = 60 N
Fa1 = S0 + Fa = 60 + 366 = 426 N
Hệ số:
K = 1,3 ( bảng 11.2 [1] )
Kt = 1
V = 1 ( vòng trong quay )
Vì:
Fr0
S0
1522
 1302
10342
 4442

6 6
Fa0
VFr0

60
200
 0,3 e  0,36
 X  1; Y  0
 Q0  (XVFr 0  YFa 0 )K Kt  260 N
Fa1
VFr1

426
1125
 0,38  e  0,36
 X  0, 4; Y  0, 4cot g  1,666
 Q1  (XVFr1  YFa1 )K Kt 1508 N
Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn.
Tải trọng tương đương:
(Qm
L ) 49 36i i 10/3
QE  m
Li 150885
0,9 .
85

 1449 N
với ổ đũa côn m = 10/3
Khả năng tải động của ổ:
0,3 0,3
Ctt  QEL  1449.(1259,712)  12335 N  C  24000 N
với L  60nLh .10  60.1458.14400.10  1259,712 triệuvòng
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
 Kiểm nghiệm khả năng 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 đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
b/ Trục II:
F r1
S1
Fa2 Fa3
Fr0
S0
0,3

R2
x 20 y 20
 R2
R2
x 21 y21
 R2
Fr0  
Fr1  
 901 N
 3515 N
Lực dọc trục: Fa = 1107 - 366 = 741 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7207 có
C = 38000N, C0 = 26000N và góc tiếp xúc  = 14.
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục:
e  1,5tg  1,5tg14  0,37
S0  0,83eFr 0  0,83.0,37.901  277 N
S1  0,83eFr1  0,83.0,37.3515  1079 N
Vì S0 < S1 và Fa < S1- S0 do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán:
Fa0 = S1 – Fa = 1079 – 741 = 338 N
Fa1 = S1 = 1079 N
Hệ số:
K = 1,3 ( bảng 11.2 [1] )
Kt = 1
Vì:
Fa0
VFr0

338
 0,375  e  0,36
901
 X  0, 4; Y  0, 4cot g  1,604
 Q0  (XVFr 0  YFa 0 )K Kt 1173 N
Fa1
VFr1

1079
 0,307  e  0,36
3515
 X  1; Y  0
 Q1  (XVFr1  YFa1 )K Kt  4570 N
1132
 8942
32172
14162

m
(Q L )
m
i i
Li
R2
x30 y30
 R2
R2
x31 y31
 R2
6 6
Q  4570
49
0,910/3
.
36

E 85 85
với ổ đũa côn m = 10/3
0,3 0,3
 4390 N
Ctt  QEL  4390.(400,032)  26491N  C  38000 N
với L  60nLh .10  60.463.14400.10  400,032 triệu vòng
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
c/ Trục III:
Fr1
S1
Fa
Fr0  
Fr1  
 2663 N
 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 và góc tiếp xúc  = 26.
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e = 0,68
Fr0
S0
23192
 13092
23192
 81682
0,3

m
 (Q L )m
i i
Li
3 3
6 6
S0  eFr 0  0,68.2663 1811 N
S1  eFr1  0,68.8491  5774 N
Vì S0 < S1 và Fa < 0 do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng dọc
trục tính toán:
Fa0 = S1 + Fa = 5774 + 1107 = 6881 N
Fa1 = S1 = 5774 N
Hệ số:
K = 1,3 ( bảng 11.2 [1] )
Kt = 1
Vì:
Fa0
VFr0

6881
 2,584  e  0,68
2663
 X  0,41; Y  0,87
 Q0  (XVFr 0  YFa 0 )K Kt  9202 N
Fa1
VFr1

5774
 0,674  e  0,68
8491
 X  0,41; Y  0,87
 Q1  (XVFr1  YFa1 )K Kt  11056 N
 3 
49 36 1/3
QE  11056 85
0,9 .
85

với ổ bi m = 3
 10616 N
Ctt  QE L  10616. 63,504  42354 N  C  43200N
với L  60nLh .10  60.147.7200.10  63,504 triệu vòng
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
6. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ:
a/ Vỏ hộp:
_ Chiều dày thân hộp:  = 8 mm
_ Chiều dày nắp hộp: 1 = 7 mm
_ Chiều dày gân tăng cứng: e = 8 mm
_ Bu lông nền: M16
_ Bu lông cạnh ổ: M12
_ Bu lông ghép bích nắp và 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 và thân: K3 =38 mm
_ Chiều dày đế hộp: S1 = 22 mm
_ Chiều rộng đế hộp: K1 =48 mm
_ Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp:   10 mm
_ Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: 1  30 mm
_ Số lượng bu lông nền: z = 4
b/ Vòng phớt: ngăn không cho bụi bặm từ bên ngoài vào bên trong và ngăn dầu,
mỡ chảy ra ngoài.
c/ Vòng chắn dầu: có tác dụng không cho dầu bôi trơn bắn vào ổ bi, ngăn cách
và cố định các ổ bi với bánh răng.
d/ Chốt định vị: dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau
khi gia công cũng như khi lắp ghép.
e/ Nút thông hơi: để làm giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên
ngoài hộp giảm tốc.

A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
f/ Nắp cửa thăm: để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và
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 4
g/ Que thăm dầu: kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc.

h/ Nút tháo dầu: dùng để xả dầu cũ ra ngoài.
M16 x 1,5
7. Chọn dầu bôi trơn:
Theo công thức 13.6a [1], ta có:
105
H  2
br  HV H
v
với độ rắn bề mặt 250HB  260HV
H = 441,82 Mpa
v = 1,87 m/s
105
.260.441,82
br  1,87
 271, 41
Theo đồ thị 13.9 [1], ta chọn dầu bôi trơn có độ nhớt động học  = 64.10-6
m2
/s khi nhiệt độ t = 50C.
Theo bảng 13.1 [1], ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 68.

8. Bảng dung sai lắp ghép:
_ Bánh răng được lắp trên trục theo kiểu lắp trung gian: H7/k6.
_ Vòng trong ổ lăn lắp lên trục theo hệ thống lỗ, vòng ngoài ổ lăn lắp lên vỏ hộp
theo hệ thống trục.
_Thông thường, vòng trong ổ quay còn vòng ngoài đứng yên, do đó vòng trong
chịu tải tuần hoàn còn vòng ngoài chịu tải cục bộ. Vòng trong được lắp có độ
dôi với trục, với miền dung sai của trục: k6. Vòng ngoài lắp có khe hở hoặc lắp
trung gian với vỏ hộp, với miền dung sai của lỗ trên vỏ hộp: H7.
Chi tiết Mối lắp ES, m EI, m es, m ei, m
Bánh răng – trục I H7/k6 +21 0 +15 +2
Bánh răng – trục II H7/k6 +25 0 +18 +2
Bánh răng – trục III H7/k6 +30 0 +21 +2
Ổ đũa côn I – trục I k6 +15 +2
Ổ đũa côn I – vỏ hộp H7 +30 0
Ổ đũa côn II – trục II k6 +18 +2
Ổ đũa côn II – vỏ hộp H7 +30 0
Ổ bi đỡ chặn – trục III k6 +18 +2
Ổ bi đỡ chặn – vỏ hộp H7 +30 0
Nối trục – trục I H7/k6 +21 0 +15 +2
Đĩa xích – trục III H7/k6 +25 0 +18 +2

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 toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập 1 và 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 và lắp ghép, NXB Giáo dục, 2000.
[5]. Trần Hữu Quế, Vẽ kỹ thuật cơ khí, Tập 1 và 2, NXB Giáo dục, 2000.
[6]. Nguyễn Hữu Lộc, Thiết kế cơ khí với AutoCad Mechanical, NXB TP. Hồ
Chí Minh, 2003.
[7]. Nguyễn Hữu Lộc, Mô hình hóa sản phẩm cơ khí với Autodesk Inventor,
NXB Khoa học và kỹ thuật, 2007.

Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HOT, 9đ

Recomendados

Recomendados

Mais conteúdo relacionado

Mais procurados

Mais procurados (20)

Semelhante a Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HOT, 9đ

Semelhante a Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HOT, 9đ (20)

Mais de Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864

Mais de Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864 (20)

Último

Último (20)

Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HOT, 9đ