đồ án côn trụ

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Lắp ghép, Vẽ kĩ thuật… đồng th

111Equation Chapter 1 Section 1LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Lắp ghép, Vẽ kĩ thuật… đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn

bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền đai Hệ dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộtruyền đai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới tang quay

Do lần đầu làm quen thiết kế với khối lượng thiết kế tổng hợp còn có những mảng kiến thức chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan, song bài làm của em không tránh khỏi những sai sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố và hiểu sâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã học được

Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Hoàng Xuân Khoa đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo em hoàn thành đồ ánđược giao

Hà Nội, ngày tháng năm 2012 Sinh viên thực hiện

VŨ QUỐC HÙNG

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ.

1.1 Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ.

1.1.1 Xác định công suất động cơ:

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

Pct= η

t

P

Trong đó:

+ Pct: Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

+ Pt: Là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

+ η: Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động: η = ηol3 ηbrc ηbrt ηđ ηot

Trong đó:

+ ηol = 0,99 : Là hiệu suất của một cặp ổ lăn

+ ηbrc = 0,95 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn

+ ηbrt = 0,96 : Hiệu suất của bánh răng trụ

+ ηđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền trục vít

+ ηot = 0,98 : Hiệu suất của nối trục

v = 0,52 (m/s) : Vận tốc băng tải

Từ (1) và (2) ta có:

t ct

P

η

=Trong đó:

β= ck t ck

t T

T t

t T

1

2 1

5,

= 0,848

Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta chọn sơ bộ:

+ Tỷ số truyền hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp: uh= 20

+ Bộ truyền đai thang : uđ = 4

-Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

+ Công suất động cơ : 7,5 (kW)

+ Vận tốc quay: 2935 (v/p)

+ Hệ số quá tải:

2, 2

k dn

T

T =Theo đầu bài ta có: 1

- Động cơ thảo mãn các điều kiện

1.2 Xác định tỷ số truyền động Ut của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động, lập bảng công suất,

momen xoắn, số vòng quay trên các trục.

1.2.1 Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động

ut = lv

đcn n

Trong đó:

+ nđc : Là số vòng quay của động cơ

+ nlv : Là số vòng quay của trục băng tải

= 20,68Đây là hộp giảm tốc báng răng côn-trụ 2 cấp với uh = 20,68

Mà uh = u1.u2

Trong đó:

+ u1: Là tỉ số truyền của bánh răng côn răng thẳng

+ u2: Là tỉ số truyền của bánh răng trụ răng thẳng

Chọn ψbd2 =1,1; K be = 0 , 25

[ ] [ ]K o1 = K o2 , C k = 1 , 15

Do đó

[ ] [ ] ( 1 0 , 25 ) 0 25 13,2

1 , 1 25 , 2

).

1 (

25 , 2

o bd k

K K K

K

ψλ

⇒λk.C k3 =20,08

Theo hình 3.21 với uh = 20,68 chọn: u1= 5,0; u2 =

14 , 4 2 , 5

68 , 20

n = u22

n

= 3,98

1 , 141 = 35,5(v/p)

1.2.4 Xác định công suất trên các trục:

51 , 5

92 , 5

(N.mm) Vậy:

9 6

62 , 6 10 55 ,

n

P

= 733,8

29 , 6 10 55 ,

9 6

= 81860,9(N.mm)

T2 = 2

2

6 10 55 , 9

n

P

= 141,1

92 , 5 10 55 ,

n

P

= 35,5

51 , 5 10 55 ,

PHẦN 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Chọn loại đai

π

= 60000

2935.100

π

= 15,36 (m/s)nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax= 25 (m/s)

-Đường kính bánh đai lớn:

=

d a

4

2 1

2 −

= 2.380+ 2

) 400 100 ( +

π

+ 4 380

) 100 400 ( − 2

= 1604,6 (mm)Theo bảng 4.13, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L = 1600 (mm)

+ số vòng chạy dây đai trong 1 giây: i = l

v

= 1,6

2,15

= 9,5 < imax = 10 (1/s)+ Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L= 1600 (mm)

đc đ

l u z

P k z

35,1.39,6

=Lấy z = 3

- Chiều rộng bánh đai: B = (z-1)t + 2.e = (3-1).12 + 2.8 = 40 (mm)

v

k P

+

α

780 1

+ 15,9 = 245,6 (N)Lực tác dụng lên trục:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thóng nhất hóa trong thiết

kế , ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

-Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180→ 350

70 HB 2

T c

i HE

t

t T

T t u

n c N

1 2

7 3

3

8

8 , 3 77 , 0 8

5 , 3 1 16000 2 , 5

8 , 733

K

.

0 lim

σ

[ ] 509

1 , 1

1 560

H

σ

(Mpa) [ ] 481 , 8

1 , 1

1 530

H

σ

(Mpa)Vậy để tính bộ tryền bánh răng côn thẳng ta lấy

[ ] [ ]σH = σH 2 = 481 , 8(Mpa)

Ứng suất uốn cho phép:

[ ] 252

75 , 1

1 441

F

σ

(Mpa)

[ ] 236 , 5

75 , 1

1 414

3.3 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài

2 1

1 2

1

1

1

H be

be

H R

e

u K K

K T u

2 , 5 25 , 0 2

+ Với trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ Ι, HB<350 tra bảng 6.21 được:

KHβ= 1,16

+ T1=81860,9 (N.mm)

(1 0,25).0,25.5.(481,8) 192,8

15,1.9,81860

15

2

−+

1

8,192.21

.2

2 2

1

+

=+

m tm

54,2

5,0

K

m m

(mm)

- Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn m te =3 (mm) do đó:

mtm = mte (1- 0,5.Kbe) = 3.(1-0,5.0,25) = 2,625 (mm);

2 , 25 625 , 2

15 , 66

Theo bảng 6.20, với z1= 26 chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1= 0,39; x2= -0,39

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ: d m1 =z m1 tm = 26.2,625 68, 25 = ( )mm

0,5 0,5.3 26 130 198,86

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau

1

2 1

2

1 1

[ ] 0,85

+ Z là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng M

6.5 với vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng Thép nên chọn

ε = − ε

Với ε α là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức

73,1130

126

12,388,11

12,388

,

1

2 1

Zε = − =

+ K H: là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, K H = K Hβ.K Hα.K Hv

K β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng ,K Hβ =1, 28

H

K α là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì K Hα =1

K K T

d b v K

2

1

1

1+

=

Trong đó:

( )

1 1 0

0,006

H

δ = ; theo bảng 6.16 (tr.107) ta chọn hệ số kể đến ảnh hưởng sai

lệch bước răng g0 = 56 Suy ra:

) 1 5 (

15 , 66 5 , 2 56 006

15,66.72,49.48,71

2

1

K K T

d b v K

Vậy K H =K Hβ.K Hα.K Hv =1,15.1.1,13=1,3

Thay vào công thức đầu ta có:

)(6,4555

.15,66.72,49.85,0

15.3,1.9,81860

2.872,0.76,1

3.3.4 Kiển nghiệm về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau

[ ]1 1

1 1

1

.

85

,

0

.

.

2

F m

tm

F F

F

d m b

Y Y Y K

F

F F F

+ d là đường kính trung bình của bánh răng chủ động m1

+ Yβ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ta có Yβ =1+ Y , F1 Y F2 là hệ số dạng của bánh răng 1 và 2

Với bánh răng côn răng thẳng thì số răng tương đương được tính theo công thức:

5 , 26 ) 19 , 11 cos(

26 )

41 , 78 cos(

130 )

5.25,02

, tra bảng 6.21 (tr.113) ta có

18,

+ K Fα : là hệ số kể đến sự phân bố không tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì K Fα =1.

+ K Fv : là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

α

F

m F Fv

K K T

d b v K

2

1

1

1

+

=với

u

u d v g

=δ

( trong đó :g0 =56, δF =0,016,;v=2,5)

Vậy :

34,11.18,1.9,81860

2

15,66.50.201

2

1

K K T

d b v K

Thay vào công thức trên ta có :

58,134,1.1.18,1

45,3.1.58,0.58,1.9,81860.2

63,3.1,

σ

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải

ax

m qt

T K

T

=

, trong đó: Tlà mômen xoắn danh nghĩa, T max là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúccực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có

55,11 max =

=

T

T

K qt

(theo sơ đồ tải trọng)

Để tránh hiện tượng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không vượt quá một giá trị cho phép

[ ]

H max H K qt H max

Ta có: σHmax =379,9 1,75 =502,56(MPa) <[ ] σH max =400MPa

Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho

phép: σF max = σF K qt ≤ σ[ ]F max

Vậy bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn yêu cầu về quá tải.

Các thông số bộ truyền bánh răng côn

Chiều cao đầu răng ngoài, hae1 = 4,15, hae2 = 1,90

Chiều cao chân răng ngoài, hfe1 = 2,45, hfe2 = 4,70

Đường kính đỉnh răng ngoài, dae1 = 86,14, dae2 = 390,96

3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

2 3

,0.14,4.8,481

05,1.4,400680)

114,4.(

5,

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánhrăng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 3.

- Số răng bánh nhỏ:

11,34)114,4.(

3

263.2)

1.(

=

u m

2

) 145 35 (

3 2

) ( 1+ 2 = + =

.2

20cos.3)

14535(2

cos.)

()

w tw

a

m z

0 cos 2 2

sin

cos 2

=

=

=

w H

Z

αβ

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 3 0,862

77 , 1 4 3

1 35

1 2 , 3 88 , 1 1 1 2 , 3 88

,

1

2 1

α

ε

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H =K Hβ.K Hα.K HV

với K Hβ =1,15 (tra bảng 6.7), K Hα =1 (vì răng thẳng)

w w H Hv

K K T

d b v K

2

1

2

1 +

=

Có đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

1,105114,4

270.21

.22

+

=+

1,141.1,105.14,360000

270.78,0.73.006,0

o H

H δ

108270

.4,0

2

1,105.108.76,2

)114,4.(

18,1.4,400680

2.862,0.25,1

Thỏa mãn điều kiện

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

270.78,0.56.006,0

o F

Trong đó theo bảng 6.15: δF =0, 016

theo bảng 6.16: g o =56

Do đó theo CT6.46 [TL1]:

2

1,105.108.12,21

2

1

K K T

d b v K

75 , 3 1 57 , 0 64 , 1 4 , 400680

2 1

75 , 3

6 , 3 5 , 82

F

F F

Thỏa mãn điều kiện bền uốn

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo CT 6.48: với = max =1,55

→ thỏa mãn điều kiện quá tải

Bảng các thông số kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC

Sơ đồ lực ăn khớp:

4.1 Chọn vật liệu cho các trục

Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép 45 có: σb =600 MPa

9 , 81860

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2 với d1 = 30 mm tra được chiều rộng ổ lăn b10 = 19

Chiều dài mayơ của Puli

lm12 = (1,2… 1,5).d1 = (1,2… 1,5).30 = 36… 45 (mm) lấy lm12 = 40 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ.

lm13 = (1,2… 1,4).d1 = (1,2… 1,4).30 = 36 42 (mm) lấy lm13 = 40 (mm) Theo bảng 10.3 chọn các giá trị k1, k2, k3, hn như sau:

4.2.3 Các lực tác dụng lên trục

Lực do đai và Puli tác dụng lên trục Fđ = 1359,9 (N)

Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 600 nên

Fđx = Fđ.sin600 = 1359,9.sin600 = 1177,71 (N)

Fđy = Fđ.cos600 = 1359.9.cos600 = 679,95 (N)

Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:

1

2475,066,15

m

T

N

+ Fr13 = Ft13.tanαcosσ1 = 2475.tan(200).cos(11019’) = 833,3 (N)

+ Fa13 = Ft13.tanα .sinσ1 = 2475.tan(200).sin(11019’) = 176,8 (N)

4.2.4 Vẽ biểu đồ mômem uốn M x, M y và mômem xoắn T

x y

Trong mặt phẳng (xoz) ta có hệ phương trình sau:

0

0

13 13 12 11

10

11

2427, 4 4222,5

( )0

11 10

11

833,3 1359,9.sin 60 344, 42.1177,7.60 2.833,3.120 176,8.66,15

2126, 42.80

4.2.5 Tính chính xác các đường kính của trục

- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:

Lấy đường kính trục theo tiêu chuẩn: d12 = d13 = 26 mm; d10 = d11 = 30 mmTheo bảng 9.1a–tr 173, ta chọn then có: b = 8 mm ; h =7 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 =4 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 mm.

4,400680

4.3.2 Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2 với d2 = 55 mm tra được chiều rộng ổ lăn b02 = 29

Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn

lm13 = (1,2 1,4).d2 = (1,2 1,4).55 = 66 77 (mm) lấy lm23 = 75 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ

lm22 = (1,2 1,5).d2 = (1,2… 1,5).55 = 66 82,5 (mm) lấy lm22 = 80 (mm)Khoảng cách giữa các gối đỡ lki

4.3.3 Các lực tác dụng lên trục

- Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:

+ Ft23 = Ft13 = 2475,0 (N)

+ Fa23 = Fr13 = 833,3 (N)

+ Fr23 = Fa13 = 176,8 (N)

- Lực do bộ truyền bánh răng trụ nhỏ tác dụng lên trục là:

21

2475,0 7624,7 10099,7

3558,9265

0 0

.( / 2) 0 ( ,0) 0

148,72.265

4.3.5 Tính chính xác các đường kính của trục

- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:

4.4 Trục III

4.4.1 Xác định sơ bộ đường kính trục III

[ ] d ( )mm

T

22.2,0

6,1482267

2,

4.4.2 Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực

-Theo bảng 10.2 với d3 = 75 mm tra được chiều rộng ổ lăn b03 = 37

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn 33:

lm33 = (1,2 1,5).d3 = (1,2 1,5).75 = 90 112,5 (mm) lấy lm33 = 100 (mm)Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm32 = (1,4 2,5).d3 = (1,4… 2,5).75 = 105 187,5 (mm) lấy lm32 = 120 (mm)-Khoảng cách giữa các gối đỡ lki

4.4.3 Các lực tác dụng lên trục

- Lực do bị truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục là:

4000 7624, 7 11624, 7

3957,3265

265

y r

4.3.5 Tính chính xác các đường kính của trục

- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:

4.4 Kiểm nghiệm 3 trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

[ ]

j j j

1 aj

j j

j

j

b t d t d

j j

oj

j

b t d t d

diện

( j )

d(mm)

Mj(Nmm)

Wj(mm3)

aj

(Nmm)

Woj(mm3)

- Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cần đạt

Ra = 2,5…0,63 ; tra bảng 10.8 – Tr 197 ta được hệ số tập trung ứng suất do

trạng thái bề mặt: Kx = 1,10 (với σ =b 850MPa)

- Không dùng các bền bề phương pháp tăng mặt thì hệ số tăng bền Ky = 1; + Bảng 10.12 – Tr 199, khi dùng dao phay đĩa, σb = 850 MPa thì hệ số tập

trung ứng suất tại rãnh then là:Kσ = 1,62;Kτ =1,88;( tra bảng 10.10 – Tr

1

x d

m

µ

198) ta có các hệ số kích thước: , ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm đang xét, từ đó tính ra tỉ số và tại rãnh then của tiết diện j

+ Bảng 10.11 – Tr 198, với σ =b 850MPa và d

j ta tra được trị số của tỉ số

và đối với bề mặt trục lắp có độ dôi, từ đó lấy max trong các tỉ

lắp dôi

rãnh then

lắp dôi

-2,512,502,48

2,012,01

-1,921,951,94

2,242,262,25

2,102,112,13

2,0

12,0312,112,09

2,012,022,02

32 63 2,28 2,52 2,17 2,03 2,58 2,23 - 13,01 3,52

33 63 2,28 2,52 2 2,03 2,58 2,23 - 13,01 3,53

Trong đó, xác định HSAT s chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ , và HSAT chỉ xét

riêng ứng suất tiếp sτ, tính theo CT 10.20, 10.21 – Tr195 và s theo CT 10.19 – Tr195 Kết quả cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo an toàn về mỏi

4.5 Tính kiểm nghiệm độ bền của then:

Với các mối ghép dùng then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo CT 9.1 – Tr 173 và CT 9.2 – Tr 173 :

Với lt = (0,8…0,9)lm ; lm: chiều dài mayơ

Vây tất cả các mối ghép then bằng đều đảm bảo độ bền dập & độ bền cắt.

PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ 5.1 Chọn và tính ổ lăn cho trục I

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L = 60.n110-6 .Lh = 60.362,5.10-6.11000 = 239,25( triệu vòng)

Q:là tải trọng động: Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ

Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ

Với: Fa , Fr: tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (v× t0 < 1250)

Kđ: Hệ số tải trọng động (bảng 11.3) va đập vừa lấy Kđ= 1,3

X : Hệ số tải trọng hướng tâm

=0,28 > e = 0,32

⇒ X1 = 1,Y1 = 0;

⇒ Q1 = (X1.VFr11 + Y1.Fa1)Kt.Kđ = (1.1.6577,6 +0).1.1,3 = 8550,88 (N)