đồ án chi tiết máy côn trụ 2 cấp

LỜI NÓI ĐẦUĐối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học.. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậ

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy.

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ

sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động

cơ điện đến cơ cấu chấp hành.

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, côn trụ: có các ưu điểm

là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn,

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.

Hà Nội, ngày tháng năm 2015

Sinh viên thực hiện

Dương Minh Vũ

Đường kớnh tang: D = 300 (mm);

Thời gian phục vụ: 7 (năm)

Mỗi ngày làm việc: 1 (ca);

Mỗi ca 7 giờ

Tải trọng tĩnh;

Băng tải làm việc một chiều

I, Chọn động cơ

1, Xác định công suất cần thiết của động cơ

Điều kiện để chọn cụng suất động cơ Pđc > Pyc

k = 0,99 - hiệu suất nối trục

ol = 0,992 - hiệu suất một cặp ổ lăn

brcôn= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng côn

brtrụ = 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ

x = 0,90 - hiệu suất bộ truyền xích để hở

Đờng kính trục động cơ : d1=32 mm

Khối lợng : m=56 kg

Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.

II, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Nh đã biết tỷ số truyền chung : Ut = Uhgt Un

Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn

u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ

ta tính lại Ung=

U sb

U1∗U2 =

49,7 4.4∗3,66=3.09

br η ô =0,96.0,9923,86 = 4,05 kw +, Trôc I : P1= P2

br η ô

= 4,05 0,96.0,992= 4,25 kw

2, S è vßng quay trªn c¸c trôc

+, Số vòng quay của trục động cơ là nđc=1425 vg/ph

+, Số vòng quay cña trôc I : n1 = n®c/un = 1425/3,09 =461 (vg/ph)

+, Số vòng quay cña trôc II : n2 =

1 1

n

u =

461 4,4= 104,7 (vg/ph)

+, Số vòng quay cña trôc III : n3 =

2 2

n

108 3,66= 28,6 (vg/ph)

3, M« men xo¾n trªn c¸c trôc

n2 =9,55.106. 4,05

104,7 = 369412 N.mm Trôc III : T3 = 9,55.106 P3

n3 =9,55.106.3,86

28,6 = 1288916 N.mm

Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

k0= 1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng ngang một góc  40o)

ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

kđ = 1 (tải trọng tĩnh làm việc ờm )

k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

thoả mản điều kiện bền mòn: Pt  [P] = 12,7 kW đồng thời theo bảng 5.8

thoả mãn điều kiện bớc xích: p  pmax

+, Tinh khoảng cách trục sơ bộ :

asơbộ = 40 p = 40 15,875 =635 mm

Vậy số liệu đã thỏa mãn

Vậy s¿[s] :bộ truyền xích làm việc đủ bền

5, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

[H1 ]_ [H2 ] ứng suất tiếp xúc cho phép

[H1 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xỳc cho phộp :[H1]=600 Mpa

[H1 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB sẽ đạt đượcứng suất tiếp xỳc cho phộp :[H1]= Mpa

Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa

⇒ σ H 1=0,47√0,42.(508,5 1+7,4) 2,1.105

51,5.1 =441,78 Mpa

σ H 2=0,47√0,21.(508,5 1+7,4 ) 2,1.105

51,5.1 = 312,3 Mpa [H1 ]_ [H2 ] ứng suất tiếp xúc cho phép

Với [H1 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xỳc cho phộp :[H1]=600 Mpa

⇒ H1 < [H1] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc

Với [H2 ]_ Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xỳc cho phộp :[H1]= 500 Mpa

⇒ H2 < [H2] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc

A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh_bánh răng côn

 F   F lim S FY Y K K R S xF FC K FL

Tính sơ bộ chọn :

ZRZVKxH = 1  H H lim KHL SH

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)  F F lim.KFL SF

+, Dựa vào bảng (6.2),với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá ta chọn độ rắn bề mặt: Bánh nhỏ HB = 230

+, NFo : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106

+, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :

+, ứng suất quá tải cho phép :

[H]max=2,8.ch  [H]max1=2,8.450=1260 Mpa ; [H]max2=2,8.340 = 952 Mpa

[F]max=0,8.ch  [F]max1= 0,8.450 =360 Mpa ; [F]max2=0,8.340 = 272 Mpa

3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

H min H 1, H2445,455 MPa

 , Đờng kính chia ngoài của bánh chủ động

3

K u  1 T K /[(1  K ).K u  ]Trong đó:

+, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răngthẳng bằng thép

KR = 0,5.Kd = 0,5 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 )

+, Kbe : hệ số chiều rộng vành răng

Kbe= e

b

R = 0,25…0,3 ,do u1 = 4,40 > 3  Kbe = 0,25 +, KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngbánh răng côn

Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4,4/(2 – 0,25) = 0,628

Trục lắp với ổ đũa, tra truy hồi  ta đợc : KH = 1,14

+, T1 =85447 Mpa - mômen xoắn trên trục I

+, [H]=445,455 Mpa

Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ

' e

+, Đờng kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ :

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn

a, Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

+, ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, vật liệu thép-thép , trabảng (6.5 ), ta có : ZM =274 MPa1/3

trong đó theo (6.60) có (do  0 )

 H   H lim S H.Z Z K R V xH K HL

hay   '

H  H  Z Z K R V xH

    Do: v=1,77 m/s < 5 m/s nên : Zv = 1

Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

+,dm1 = 73,5 mm : đờng kính trung bình của bánh chủ động

+,Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y =1(do răng thẳng)

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 ; x2 = - 0,4

Đờng kính chia ngoài de1 = 84 mm ; de2 = 369 mm

Góc côn chia 1 = 12°49’27.83”;  2 = 77°10’32.17”

Đờng kính đỉnh răng ngoài dae1= 92,4 mm ; dae2= 372,6 mm

Chiều cao răng ngoài he = 6,60 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 4,20 mm ; hae2 = 1,80 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,40 mm ; hfe2 = 4,40 mm

 F   F lim S FY Y K K R S xF FC K FL

Tính sơ bộ chọn

ZRZVKxH = 1  H H limKHL SH

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)  F F lim KFL SF

+, Dựa vào bảng (6.1),với thép 45 tôi cải thiện ta chọn độ rắn bề mặt :

+, NHo: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

NHo1 =30 HB22,4 = 30.2402,4 = 15,474.107

NHo2 =30 HB22,4 = 30.2202,4 = 12,558.107

+, NFo : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106

+, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :

+, ứng suất quá tải cho phép :

[H]max1=2,8.ch  [H]max1=2,8.450 = 1260 Mpa ; [H]max2=2,8.340 = 952 Mpa [F]max1=0,8.ch  [F]max1= 0,8.450 = 360 Mpa ; [F]max2=0,8.340 = 272 Mpa

3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ

a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục

' w2

a =K a(u2+1) √3 T2 K Hβ

[σ H]2.u2 ψ ba

Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 369412 N.mm

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng thẳng và loại răng thộp) tra b ng 6.5ảng 6.5

=>

' w2

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ

a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu cần phải đảm bảo H ¿ [H]

 ZH =

b tw

2 cossin 2



 = √ 2.1

v = π d w 3 n2

60000 = 3,14.107.104,760000 = 0,58 m/s vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp; KH = 1

VH= δ H g o v √a w 2

u2 = 0,006.73.0,58.√3,66250 = 2,099 (tra bảng 6.15 răng thẳng :H =0,006 )

(tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 đợc :go =73 )

Ra = 2,5…1,25 m nên : ZR = 0,95

da < 700 mm nên : KXH = 1

do đú [H] = [H] ZV.ZR.KXh =463,63 0,95 1 1 = 440,45 MPa

Ta có: [H] H

|[[σ H]−σ H]|

[H ] ≈ 0,1  đủ bền

Vậy cặp bánh răng trụ răng thẳng thỏa mãn bền tiếp xúc

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng trụ

Khoảng cách các trục aw2 = 250 mm

Mô đun pháp m = 3 mm

Chiều rộng vành răng bw = 100 mm

Vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 700 Mpa ,

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12… 20 MPa

2, Xác định sơ bộ đường kính trục

+, Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức : dk≥√3 T k

0,2[τ]

Chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 MPa

Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có d đc = 32 mm

+, Đối với trục II: P2 = 4,05 (kW)

+, Đối với trục III: P3 = 3,86 (kW)

Đường kính trung bình d tb = 55 mm

 Chọn chiều rộng ổ b 0 = 29 mm

3,

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

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động,chiều dài mayơcủa các chi tiết quay ,chiều rộng ổ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác

- Chiều dài mayơ đĩa xích :

Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : k 1 = 8 mm

Khoảng cách mặt canh ổ đến thành trong của hộp : k 2 = 5mm

Khoảng cách từ mặt cạnh của các chi tiết quay đến nắp ổ : k 3 = 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : h n = 20 mm

Chiều rộng ổ lăn : b0 = 29 mm

+, Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục:

Theo các công thức tính trong bảng 10.4 ta có :

Trục 3 :

l 31 = l 21 = 190 mm

l 32 = 0,5 (l m32 + b 0 ) + k 3 + h n = 0,5.(100+29)+15+20 = 99,5 mm

 tại mặt lắp bánh răng côn

M3n = 6872,25 N.mm

M3tđj= √M 3 n2 +0,75T12 = √6872,252+0,75.854472 = 74317,6 N.mm

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2_2

Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó

d12=3

√M 2tđj0,1.[σ]

3

√142027,90,1.63 = 28,24 mm[ ]=63 tra bảng10.5(TK1)/195

vậy chọn theo tiêu chuẩn d1=30 mm

* biểu đồ momen :

4.1.3, Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Ta kiểm nghiệm theo công thức

s = s σ s τ

√s σ2 s τ2 ≥ [s]

trong đó:

S, S _ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, đợc xác

trục quay =>  min = -  max

k τ

ε τ =

1,54 0,81 =1,90Tra bảng

Ψ σ ,ψ τ _ Hệ số kể đến ảnh hởng của trị só ứng suất trung bình đếnđộ bền

Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp ổ bi là: do1 = 35 mm

Tại chỗ lắp Bánh răng côn là: d1 = 30 mm

Tại chỗ lắp đĩa xớch là: dx = 30 mm

4.1.4, Chọn và kiểm nghiệm mối ghộp then trờn trục I.

Với đờng kính trục lắp then d = 30 (mm), ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a

ta có các kích thớc nh sau: b = 8 mm, h = 7 mm, t 1 = 4 mm.

t 2 =2,8 mm

Chiều dài then tại tiết diện (chứa bánh răng côn nhỏ ):

l t1 =(0,8 0,9).l m12 =(0,8 0,9) 40 = (32 36) mm, chọn l t1 =32 mm.

Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo cụng thức 9.1ta cú :

Với: tải trọng va đậ p nh , dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 ta có ẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 ta có

ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [σ d] = 100 MPa

Theo tiêu chuẩn ta chọn: d 22 = 45(mm)

Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ và kết cấu, ta chọn đờng kính các đoạn trục nh sau:

Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ là 40 mm

Đờng kính của đoạn trục lắp bánh răng là 45 mm

Biểu đồ momem :

4.2.3, Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:

s = s σ s τ

√s σ2 s τ2 ≥ [s]

Trong đú : [s] – Hệ số an toàn cho phộp , [s] = 1,5…2,0

s σ , s τ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện, đợc tính theo công thức :

k τ

ε τ =

1,54 0,78 =1,97

Ψ σ ,ψ τ _ Hệ số kể đến ảnh hởng của trị só ứng suất trung bình đếnđộ bền

Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

4.2.4, Chọn và kiểm nghiệm mối ghộp then trờn trục II

- Với đờng kính trục lắp then d = 45 (mm) ,ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a

ta có các kích thớc nh sau : b = 14 mm, h = 9 mm,

t 1 =5,5 mm ; t 2 =3,8 mm ;

Chiều dài then tại tiết diện

l t4 =(0,8 0,9).l m23 =(0,8 0,9) 60 = (48 54) mm, chọn l t4 =50 mm.

Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo cụng thức 9.1ta cú :

Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 trang ta có:

ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [σ d] = 100 (MPa)

[τ c] = 40 60 (MPa ) Nh vậy :  <[σ d] và  < [τ c]

Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt, do đó then làm việc đủ bền

σ = M max

0,1 d3 = 369636

0,1 453 = 40,56 MPa  = 369412

0,2 453 = 20,26 MPa  σ tđ = √40,56 2 +3 20,26 2 = 53,63 (MPa) < [] = 360 (MPa)

Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

∑F = 0  R Ax + R Cx + F t + F t 4 = 0

 R Ax = - R Cy - F t - F t 4

= -1318-12889,16-6905 = -21112,16 (N) Theo M x :M A = 0 ; M B = 382300 (Nmm) ; M B = 118620 (Nmm)

* Xét mặt cắt tại điểm B (điểm lắp bánh trụ lớn z4) ,

Từ biểu đồ mômen ta thấy :

- Với mặt cắt bên trái điểm B có:

M x = 382300 (Nmm) ; M y = 2111216 (Nmm) ; M z = 0 (Nmm)

Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) ,

khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d B = 80 (mm) ; d D = 65(mm)

Biểu đồ momen:

4.3.3- KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc

k τ

ε τ

= 1,54 0,71 =2,169Tra b¶ng

Ψ σ ,ψ τ _ Hệ số kể đến ảnh hởng của trị só ứng suất trung bình đếnđộ bền

Vậy trục III đảm bảo điều kiện mỏi.

4.4.3 Chọn và kiểm nghiệm mối ghộp then trờn trục III.

- Với đờng kính trục lắp then d = 80 (mm), ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a

ta có các kích thớc nh sau : b = 22 mm, h = 14 mm,

t 1 =9 mm ; t 2 =5,4 mm ;

Chiều dài then tại tiết diện (chứa bánh răng trụ lớn) :

l t3 =(0,8 0,9).l m32 =(0,8 0,9) 100 = (80 90) mm, chọn l t3 = 85 mm.

Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo cụng thức 9.1ta cú :

Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo cụng thức 9.1ta cú :