đồ án chi tiết máy (răng côn răng thẳng)

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Hộp giảm tốc là một thiết bị không thể thiếu đối với các máy cơ khí, nó có nhiệm vụ biến đổi một vận tốc đầu vào thành một hay nhiều vận tốc ở đầu ra (tùy thuộc vào công dụng của máy).

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối với

chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở

về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy

Trong quá trình học tập môn học : môn học Nguyên lý máy giúp em nắm vững được các kiến thức về truyền đông cơ khí và môn học Chi tiết máy thì giúp em đi vào Chi tiết hơn với các kiến thức cơ bản của các kết cấu của chi tiết máy

Vì vậy Đồ án môn học Chi tiết máy chính là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập các môn em đã học như Chi tiết máy, Chế tạo phôi, Sức bền vật liệu, dung sai và lắp ghép …

Hộp giảm tốc là một thiết bị không thể thiếu đối với các máy cơ khí, nó có nhiệm vụ biến đổi một vận tốc đầu vào thành một hay nhiều vận tốc ở đầu ra (tùy thuộc vào công dụng của máy) Khi nhận đồ án do thầy giáo Nguyễn Quang Huy hướng dẫn đã giao cho việc thiết kế hộp giảm tốc thì em đã tìm hiểu và cố gắng hoànthành đồ án môn học này.Trong quá trình làm đồ án thì em đã tìm hiểu các vấn đề chính sau : Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

Cách phân phối tỉ số truyền hợp lí cho các cấp của các loại hộp giảm tốc

Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

Các chỉ tiêu tính toán, cách chế tạo bánh răng và trục

Cách xác định thông số của then

Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết liên quan

Cách lắp ghép các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh

Cách tính toán chọn chế độ bôi trơn của các chi tiết tham gia chuyển động

MỤC LỤC

PHẦN Ι

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1.Tính chọn động cơ điện

1.1.1.Chọn kiểu,loại đông cơ

a.Động cơ điện một chiều:

Ưu điểm cho phép thay đổi trị số của mô men và vận tốc góc trong pham vi rộng

Đảm bảo khởi động êm hãm và đảo chiều dễ dàng

Nhược điểm:

Đắt với động cơ điện rất khó kiếm phải tăng vôn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

b Động cơ xoay chiều

*Động cơ xoay chiều 1pha:có công suất tương đối nhỏ có thể mắc vào mạn điện chiếu sáng nhưng hiệu suất thấp và cosϕ

*Động cơ xoay chiều 3 pha đồng bộ:

Ưu điểm:

Có vận tốc góc không đổi không phụ thuộc vào tỷ số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được hiệu suất và cosϕ cao hệ số quá tải lớn

Nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp,giá thành cao

*Động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ:dây quấn và ngắn mạch

Dây quấn : cho phép điều chỉnh vận tốc trong phạm vi nhỏ,dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất thấp,giá thành cao,kích thước lớn vận hành phức tạp chỉ dùngkhi cần điều chỉnh trong phạm vi hẹp để tim ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ lắp đặt

Ngắn mạch : kết cấu đơn giả,giá thành thấp,làm việc tin cậy,có thể mắc trực tiếp vàolưới điện 3 pha không cần biến dổi dòng điện.Hiệu suất và hệ số

công suất thấp,không điều chỉnh được vận tốc.Nhờ có ưu điểm nên động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch được sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp để dẫn động các thiết bị vận chuyển băng tải xích tải… Nên sử dụng loại động cơ này

1.1.2.Chọn công suất động cơ

- Công suất động cơ trên trục công tác

=>Chọn động cơ 5,5 (kw)

Từ công thức:

V = => n = = = 88,7 (vòng/phút)

=> n = n.u.u

Trong đó tỉ số truyền sơ bộ tra bảng 22 (I_t32)

u = 2 ; u = 3 => n = 88,7.2.3 = 532,2(v/p)

T ính công suất danh nghĩa trên các trục

* Công suất danh nghĩa trên trục I

N = 4,41.0,95.0,99 = 4,15 (kw)

Kiểu động

cơ

Côngsuất(kw)

vận tốcquay(v/p)

Cos ϕ η %

*Công suất danh nghĩa trên trục II

PHẦN II : TÍNH THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

2.1: Thiết kế bộ truyền đai.

2.1.1 Chọn vật liệu đai: chọn đai vải cao su

2.

1.2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 :

Đường kính bánh đai nhỏ xác định theo công thức 4.1[1]

3 3

1 (5, 2 6, 4) 1 (5, 2 6, 4) 148899 (275,6 339, 2)

Chọn d theo tiêu chuẩn : d = 315 (mm)

Kiểm tra vận tốc đai theo điều kiện:

1 1 (20 25) 60.1000

840

2,69 (1 ) 315(1 0,01)

t

d u

2.1.6 Đ ịnh tiết diện đai

-Chiều dày đai δ được chọn theo tỉ số ≤

(theo bảng 5-2[1] đối với đai vải cao su)

Theo bảng 5.3[1] chọn đai vải cao su có lớp lót chiều dày δ = 7,5mm với số lớp là 6

- Ứng suất có ích cho phép, theo công thức 4.10[1]

t d F

F k

σ δ

Theo bảng 4.1[1] lấy b theo trị số tiêu chuẩn, b=80mm

Trong đó, theo công thức 4.9[1], 1 4,15

Kđ – trị số của hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7[1], Kđ = 1,25

2.1.7 Đ ịnh chiều rộng B của bánh đai.

Theo bảng 5.10[3] ta có:

B = 100 mm

với b = 80 mm (chiều rộng đai)

2.1.8 T ính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng ban đầu, theo công thức 4.12[1],

1,8 1,8.245 441

o H o F

HB

σ σ

1,8 1,8.230 414

o H o F

HB

σ σ

HE

N K

Với c – số lần ăn khớp trong một vòng quay

H

HO m HL

HE

N K

H

HO m HL

HE

N K

N

Ta có : [ ] 1

0 lim1 1

560 1,01 514,19( )

530 1,17 563,71( )

2.2.3 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

a.Xác định chiều dài côn ngoài:

1 2

3

1

1 1

m tm

be

m m

Z u Z

- Góc côn chia

1 1

2

30

18 26 90

2.1.4 Kiểm nghiệm độ bền của bánh răng:

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

2 1

H H

v b d K

2.1.5 Các thông số kích thước của bộ truyền bánh răng côn :

Chiều dài côn ngoài : R e = 163,64mm

Môđun tiêu chuẩn : m te = 3,5mm

Chiều rộng vành răng : b= 50mm

Chiều dài côn trung bình : R m= 105,125mm

Đường kính chia ngoài : d e1 =m Z te 1 = 3,5.30 105 = mm

d e2 =m Z te 2 = 3,5.90 315 = mm

Góc côn chia :

0 1 0 2

18 26'

71 33'

δ δ

=

=

Chiều cao răng ngoài : h e= 4, 4mm

Chiều cao đầu răng ngoài : 1

2

2 2

ae ae

ae ae

=

=

Chiều dày răng ngoài : 1

2

3,14 3,14

e e

0 2

1,11 1,11

f f

θ θ

m m

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 nhiệt luyện để đạt độ cứng (40÷60)HRC

Lực tải trọng lớn và làm việc trong thời gian dài, vật liệu được nhiệt luyện phải

* Các lực tác dụng lên bánh răng nón răng thẳng :

3.1.3 Tính thiết kế trục theo độ bền mỏi.

Đường kính sơ bộ trục tính theo công thức 10.9[1]

[ ]

3

0, 2

T d

τ

≥

Trong đó : T là momen xoắn , Nmm

[ ]τ là ứng suất xoắn cho phép , MPa

Với vật liệu trục là thép 45, giá trị [ ]τ =15 30MPa

3.1.4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

+) Từ đường kính trục sơ bộ ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0

Theo bảng 10.2 :

+)Xác định chiều dài moay ơ các chi tiết quay :

- Chiều dài moay ơ bánh răng côn :

Bánh nhỏ : l m12 = (1, 2 1,3) ÷ d1sb = (1, 2 1, 4).35 42 49 ÷ = ÷

Chọn l m12 = 45mm

Bánh lớn : l m22 = (1, 2 1, 4) ÷ d2sb = (1, 2 1, 4).50 60 70 ÷ = ÷

Chọn l m22 = 65mm

Trị số các khoảng cách k k k h1 , , , 2 3 n tra theo bảng 10.3[1]

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cáchgiữa các chi tiết quay k1= 10

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp lấy k2=8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông h n = 20

+) Xác định điểm đặt lực : Tra theo bảng 10.4[1]

13 11 1 2 12 0 13 1

0 13

2127, 2.68 90 3331,07.139,8 0

x x

y y y

40143,32

17136,64

148899

Từ biểu đồ momen ta có thể tính gần đúng trục I theo thuyêt bền thế năng biến đổi hình dáng cực đại :

- Momen uốn tổng M j tính theo công thức 10.15[1]

0,1.

td I

M d

σ

=

Trong đó [ ]σ là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.

Trị số tra bảng 10.5[1] ta được [ ]σ = 63(MPa)

[ ]3 3

3 3

130084

27, 43( ) 0,1 0,1.63

td I

213911,8

32,38( ) 0,1 0,1.63

td I

M

σ

Đây là vị trí lắp ổ lăn nên đương kính trục được chọn theo đường kính trong tiêu chuẩn ổ lăn ⇒ Chọn d I1 = 35(mm)

Áp dụng các phương trình cân bằng tĩnh học ta được :

R R

- Momen uốn tổng M j tính theo công thức 10.15[1]

0,1.

td II

M d

σ

=

Trong đó [ ]σ là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.

Trị số tra bảng 10.5[1] ta được [ ]σ = 63(MPa)

[ ]2 3

3 2

460896, 6

41,8( ) 0,1 0,1.63

td II

401909,7

39,95( ) 0,1 0,1.63

td II

38,8( ) 0,1 0,1.63

td II

3.2.Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

Trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

- Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động :

max aj

k

σ σ

σ τ τ τ

ε ε

- k x:hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công, tra theo bảng 10.8[I]

- k y:hệ số tăng bền bề mặt trục, tra theo bảng 10.9[I]

- ε εσ; τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi , tra bảng 10.10[I]

- k kσ; τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng 10.12[I]

3.2.1.Kiểm nghiệm mỏi cho trục I :

Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện 1 và 3 là tiết diện nguy hiểm nhất nên

ta kiểm nghiệm cho 2 tiết diện này

3 1

m a

d

T W d

151,728

9,59 1,79.8,84 0.6,16

1 1

151, 728

4,53 1,79.18,7 0.16, 4

Vậy trục I thỏa mãn độ bền mỏi

3.2.2.Kiểm nghiệm mỏi cho trục II :

Kiểm nghiệm cho tiết diện 2 tại vị trí lắp bánh răng côn

=> k x = 1, 06 1

6, 04 1,96.12,81 0.8,1

Vậy trục II thỏa mãn độ bền mỏi

3.3 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh:

Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức 10.27[1]

τ = ; [ ]σ ; 0,8 σch

Với M max và T max - momen uốn lớn nhất và momen uốn xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

σch - giới hạn chảy của vật liệu trục

3.3.1.Tính kiểm nghiệm cho trục I :

Trục I có tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện lắp ổ lăn (vị trí số 1)

m

M

MPa d

3.3.2 Tính kiểm nghiệm cho trục II :

Trục II có tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng côn

m

M

MPa d

Trong quá trình sử dụng then có thể hỏng do dập bề mặt hoặc do cắt khi thiết

kế thường chọn then theo đường kính trục Kiểm nghiệm then theo theo điều kiện bền dập và bền cắt Theo công thức 9.1 và 9.2 [1] ta có :

+ σd, τc- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa.

+ d - đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục

+ T – mômen xoắn trên trục, Nmm

+ lt, b, h, t – kích thước, mm, xem bảng 9.1 [1]

+ [ ]σd - ứng suất dập cho phép, Mpa, theo bảng 9.5 [1] [ ]σ =d 150 MPa.

+ [ ]τc - ứng suất cắt cho phép, Mpa, [ ]τ =c 60 90 ÷ MPa.

3.4.1.Tính then trục I:

Mômen xoắn trục I: T I = 148899 Nmm.

* Chọn then bánh răng côn:

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng côn d I3 = 28 mm theo bảng 9.1a [1] ta

có kích thước then như sau: b h t t 1 2 = 8.7.4.2,8

-l t =(0,8 0,9 ÷ )l m13, với l m13 = 45mm, ⇒ =l t (0,8 0,9 45 ÷ ) =(36 40,5 ÷ )mm, chọn theo tiêu

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh đai d I2 = 28mm theo bảng 9.1a [1] ta có kích

thước then như sau: b h t t 1 2 = 8.7.4.2,8

-l t =(0,8 0,9 ÷ )l m13, với l m13 = 45mm, ⇒ =l t (0,8 0,9 45 ÷ ) =(36 40,5 ÷ )mm, chọn theo tiêu

Vậy then đảm bảo đủ bền để làm việc.

3.4.2.Tính then trục II:

Mômen xoắn trục I: T I = 424205 Nmm.

* Chọn then bánh răng côn:

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng côn d I3 = 45 mm theo bảng 9.1a [1] ta

có kích thước then như sau: b h t t 1 2 = 14.9.5,5.3,8

-l t =(0,8 0,9 ÷ )l m13, với l m13 = 65mm, ⇒ =l t (0,8 0,9 65 ÷ ) =(52 58,5 ÷ )mm, chọn theo tiêu

F

Do trục I lắp công xôn bánh răng côn cần độ cứng vững cao nên ta dùng ổ đũa côn

để đảm bảo độ cứng vững,đảm bảo cố định chính xác vị trí trục,giá thành không quá đắt

- Chọn loại ổ đũa côn và bố trí như hình vẽ

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :

Theo công thức 11.7[1] : F s = 0,83 .e F r với e= 1,5tgα

0,83 0,83.1,5 0,83.1,5 11,17.1943,12 481, 21( ) 0,83 0,83.1,5 0,83.1,5 11,17.3907,91 967,78( )

a r

a r

X Y

=

=

- Tính tải trọng quy ước:

Theo công thức 11.3[1] Q = [X V F . r+Y F k k a] .d t

Trong đó K d:hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3[I] K d=1

K t: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với t0 < 105 0c⇒ =k t 1

[ ] [0, 4.1.1943,12 2, 03.1351,15].1.1 3520,08 [ ] [1.1.3907,91 0.481, 21].1.1 3907,91

=> Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

Điều kiện : Q t = X F0 r +Y F0 a ≤C0

Tra bảng 11.6[1] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục X Y0 , 0

Với ổ đũa côn 1 dãy :

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :

Theo công thức 11.7[1] : F s = 0,83 .e F r với e= 1,5tgα

0,83 0,83.1,5 0,83.1,5 10, 25.1714,09 385,90( ) 0,83 0,83.1,5 0,83.1,5 10, 25.954,74 214,94( )

a r

a r

Trong đó K d:hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3[I] K d=1

K t: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với 0 0

=> Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

Điều kiện : Q t = X F0 r +Y F0 a ≤C0

Tra bảng 11.6[1] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục X Y0 , 0

Với ổ đũa côn 1 dãy :

3.6.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế, độ bền và độ cứng

Nhìn chung, vỏ hộp do các mặt phẳng và mặt trụ tạo thành Mặt phẳng thuận tiện khi làm khuôn mẫu nhưng tăng khuôn khổ, kích thước và trọng lượng vỏ hộp

Dựa vào bảng 18.1 và 18.2 [2] ta xác định được kích thước của hộp như sau:

* Chiều dày thân hộp: δ = 0,03a+ = 3 0,03.163, 64 3 7,91 + = mm.

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:D3, D2.

Theo bảng 18.2 [2] ta tra được :

* Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng và thành trong của hộp: ∆ ≥ ÷(1 1, 2)δ = ÷(8 9, 6 mm)

được lắp trên nắp cửa thăm hoặc vị trí cao nhất của nắp hộp Kích thước nút thông hơi như bảng sau:

* Que thăm dầu:

Có kích thước được tiêu chuẩn hóa và cho như hình vẽ

M27X 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 32 6 32 18 36 32

b L

[1] Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy( T1,2).

Nhà xuất bản giáo dục – 2001

[2] PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (T1,2).

Nhà xuất bản giáo dục – 2000

[3] PGS TS Ninh Đức Tốn – TS Đỗ Trọng Hùng – Hớng dẫn làm bài tập dung sai

Trờng ĐHBK Hà Nội – 2000