Đồ án chi tiết máy côn trụ

Các thông số kích thước bộ truyền bánh răng côn .... Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm .... Mô tả hoạt động Động cơ truyền chuyển động cho trục 1,cặp bánh răng côn c

Trang 1

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Học kỳ II năm học 2015-

2016

Sinh viên thực hiện : ĐẶNG HOÀNG MINH KHOA MSSV: 21301833

Người hướng dẫn : Thầy NGUYỄN VĂN THẠNH Ký tên: Ngày hoàn thành : Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

3- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ;

4- Bộ truyền xích ống con lăn;

5- Thùng trộn (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Trang 2

SỐ LIỆU ĐỀ 13 – PHƯƠNG ÁN 6:

• Công suất trên thùng trộn P: 3kW

• Số vòng quay trên trục thùng trộn n: 50 v/ph

• Thời gian phục vụ L: 6 năm

• Số ngày làm/năm Kng: 250 ngày

• 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết theo đúng TCVN

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

Trang 3

SVTH: Đặng Hoàng Minh Khoa – 21301833 Page | 3

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 5

PHẦN I – XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

và PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1 Chọn động cơ 8

2 Phân phối tỷ số truyền 9

3 Bảng đặc tính 9

PHẦN II - TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 11

PHẦN III – TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 15

I Chọn vật liệu và ứng suất cho phép 18

II Tính toán cặp bánh răng côn cấp nhanh 18

1 Tính toán chiều dài côn ngoài 18

2 Xác định thông số ăn khớp 18

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 20

4 Kiểm tra độ bền uốn 21

5 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải 22

6 Các thông số kích thước bộ truyền bánh răng côn 23

III Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm) 24

1 Xác định khoảng cách trục 24

2 Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ 24

3 Xác định thông số ăn khớp 25

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 25

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn 27

6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải 28

PHẦN IV – CHỌN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 31

PHẦN V – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 33

I Tính sơ bộ đường kính trục 35

1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 35

2 Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và độ dài các trục 36

II Tính toán cụ thể 38

1 Trục I 40

2 Trục II 45

3 Trục III 50

PHẦN VI – TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 55

I Tính ổ lăn theo trục I 56

II Tính ổ lăn theo trục II 60

III Tính ổ lăn theo trục III 63

Trang 4

PHẦN VII – KẾT CẤU VỎ HỘP, 1 SỐ CHI TIẾT KHÁC VÀ BẢNG DUNG SAI

TÀI LIỆU THAM KHẢO 65

I Vỏ hộp 67

II Một số chi tiết khác 69

III Bôi trơn 71

TÀI LIỆU THAM KHẢO 73

Trang 5

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 hống 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 Văn Thạnh 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 Đặng Hoàng Minh Khoa

Lớp CK13KTK

Trang 6

Mô tả hoạt động

Động cơ truyền chuyển động cho trục 1,cặp bánh răng côn có tác dụng truyền chuyển động cho trục 2 Trục 2 thông qua cặp bánh răng trụ răng nghiêng truyền chuyển động cho trục 3, thông qua bộ truyền xích 4 dẫn động cho thùng trộn 5

Trang 7

PHẦN I

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

và PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Trang 8

ct dc

Tỉ số truyền sơ bộ : usb= ux.uhgt = 3.16 = 48 Trong đó :

uhgt = 16 là tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp

ux = 3 là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích ống con lăn

Vận tốc quay (vòng/phút)

dn

T T

K dn

T T

Trang 9

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động

2880

50

dc x

2

3,26 3,43( ) 0,99.0,96

1

3,43 3,57( ) 0,99.0,97

Số vòng quay của trục 1 được xác định bởi:

Số vòng quay của trục 2 được xác định bởi:

2

1

2880 720( / )4

Trang 10

Tính toán moment xoắn trên các trục:

Moment xoắn trên trục động cơ:

Moment xoắn (Nmm) 11970,66 11838,02 45495,14 172961,11 573000

Trang 11

PHẦN II

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Trang 12

Các thông số đầu vào:

• Công suất P = 3,26 kW

• Số vòng quay n = 180 vòng/phút

• Tỷ số truyền u = 3,6

• Momen xoắn T = 172961,11 Nmm

→ Chọn loại xích ống con lăn

Số răng của đĩa xích dẫn:

z

z = =Xích 1 dãy nên Kx = 1

Công suất tính toán:

Trang 13

1 1,456.1,136.1,111.3,26 5,99

1

z n t

Theo bảng 5.4 [1] theo cột n01 = 200 vòng/phút chọn bước xích pc = 25,4 mm

Theo bảng 5.2 [1] số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 25,4 mm là 800 vòng/phút, nên điều kiện n < nth được thỏa

Trang 14

Tải trọng phá hủy: Q = 50 kN (tra bảng 5.1 [1])

Trang 15

PHẦN III

TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM

TỐC

Trang 16

I 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

Bánh răng dẫn: thép C45 tôi cải thiện, độ rắn trung bình HB1=250

Bánh răng bị dẫn: thép C45 tôi cải thiện, độ rắn trung bình HB2=235

Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng

5

HE HE

N N

2

2,8.10 5,6.10 5

FE FE

N N

u

Vì NHE > NHO ; NFE > NFO nên KFL = KHK = 1

Trang 17

Ứng suất tiếp cho phép: !" ==>?@AB

C> DEDFDGHI"H"G

Tính toán thiết kế sơ bộ thì: σK = LMNOPB

QM KKS !"# = UV'.##,# = 572,72 345

!"6 = 590.1

1,1 = 536,36 345

→ !" = !"6 = 536,36 345 (bánh răng côn răng thẳng)

→ !" = =>W X =>Y

6 = 572,72 345 (bánh răng trụ răng nghiêng)

Ứng suất uốn cho phép: σZ = L[NOPB

Trang 18

II Tính toán cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

Chọn bánh răng côn răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này

1 Tính toán chiều dài côn ngoài

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ dộng được xác định theo độ bền tiếp xúc

Ri = K] j6 + 1 kW lMm

#n lop lop qWY LM Y r

Trong đó:

K] = 0,5Kđ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng

Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép : Kđ = 100 MPa#/V

K] = 0,5 100 = 50 MPa#/V

Kxi – hệ số chiều rộng vành răng là 0,25 (tỷ số truyền là 5 > 3)

lop .qWY

6n lop = 6n ',6a',6a a = 0,714

→ Chọn KKy = 1,15 do trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB ≤ 350

Momen xoắn trên trục bánh chủ động là 11838,02 Nmm

Ứng suất tiếp xúc cho phép σK = 536,36 (MPa)

Ta được: Ri = 50 56 + 1.r #n ',6a ',6a.a.aVU,VU##zVz,'6 #,#a Y = 94,22 mm

2 Xác định thông số ăn khớp

Số răng bánh nhỏ:

di#= Kđ #n l kW lMm

op lop.qWY LMY r

= 100 r #n ',6a ',6a.a.aVU,VU##zVz,'6 #,#a Y

= 36,96 mm

→de2 = de1.u12 = 36,96.5 = 184,8 mm

tìm được z#} = 15 với HB ≤ 350

→ z# = 1,6 z#} = 1,6.15 = 24 răng

Trang 19

32,34

24,691,31

m tm

Trang 20

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện :

Zé , hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đối với bánh côn răng thẳng

Ở đây êë – hệ số trùng khớp ngang được xác định :

KKì – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

đồng thời, với bánh răng côn – răng thẳng KKì = 1

KKô - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

Trang 21

KKô = 1 + 6.#,#a #.##zVz,'6#',b.6b.V6,ca =1,3

→ KH = 1,15.1.1,3 = 1,495

Thay các giá trị vừa tính được vào:

σK = 274.1,76.0,87 6 ##zVz,'6.#,b°a a',za.6b.V6,caY.aY X # = 522,05 MPa < !"

→ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

4 Kiểm tra độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt

quá một giá trị cho phép

σZ# = 6 k',za x dW l[ ¢£ ¢m ¢[W

§P ÅPW ≤ σZ#

σZ6 = L[W ¢[Y

¢[W ≤ σZ6Trong đó:

T# – mômen xoắn trên bánh chủ động , T# = 11838,02 Nmm

mûd - môđum pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng mûd= mÄd= 1,31 mm

b – chiều rộng vành răng, b = 24 mm

dd# – đường kính trung bình của bánh chủ động, dd#= 32,75 (mm)

ß®= 1 - ®©B

#b' hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ó = 0 → ß®= 1

ß9# , ß96 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 ,được xác định :

KZ – hệ số tải trọng khi tính về uốn KZ = KZy KZì KZô

KZy – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng chọn KZy

=1,25

Trang 22

KZì – 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 KZì = 1

KZô – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KZô = 1 + ô[ x ÅPW

6 l[m l[ö kW

vZ = δZ g' v ÅPW ( qWY X #)

qWY

δZ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, chọn δZ = 0,016

g' – hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng,với cấp chính xác 8, môđum<3,55 chọn g'= 56

v = 4,94 m/s

→ vZ = 0,016 56 4,94 V6,ca ( a X #)a = 27,75

Từ đó ta có:

KZô = 1 + 6.#,6a.#.##zVz,'66c,ca 6U V6,ca = 1,8

Thay số vào ta được: KZ = 1,25.1 1,8 = 2,25

Thay các giá trị vừa tính ta được :

σZ# = 6.##zVz,'6.6,6a.',acz.#.V,°',za.6b.#,V#.V6,ca = 126,65 MPa < [σZ#] = 288 MPa

σZ6 = #6U,Ua V,U

V,° = 116,9 MPa < [σZ6] = 267,43 MPa Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

5 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy ) với hệ số quá tải KØÄ =

kP∞±

k Có thể lấy KØÄ = 2,2

Trong đó : T – mômen xoắn danh nghĩa

Tde_ – mômen xoắn quá tải

Vì vậy , khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại (TKde_)và ứng suất uốn cực đại (TZde_) Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng Ta sử dụng công thức

σKde_ = σK KØÄ

Trang 23

σZde_ = σZ KØÄ

Trong đó :

σK - ứng suất tiếp xúc, σK= 536,16 MPa

σZ - ứng suất uốn , đã được tính ở trên

Với : σZ# = 132,63 MPa ; σZ6 = 122,43 MPa

σK de_ - ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đã được tính,với

σK# de_ = 1624 (MPa) ; σK6 de_ = 1260 (MPa)

σZ de_ - ứng suất uốn cực đại cho phép đã được tính với :

σZ# de_ = 464 (MPa) ; σZ6 de_ = 360(MPa)

Thay các giá trị vào ta được :

σKde_ =522,05 2,2 = 774,33 MPa

σZ#de_ = 126,65 2,2 = 187,85 MPa

σZ6de_ = 116,9 2,2= 173,39 MPa

→ σKde_ = 774,33 MPa < σK# de_ =1624 MPa

σKde_ = 774,33 MPa < σK6 de_ =1260 MPa

σZ#de_ = 187,85 MPa < σZ# de_ = 464 MPa

σZ6de_ = 173,39 MPa < σZ6 de_ = 360 MPa

→ Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

6 Các thông số kích thước bộ truyền bánh răng côn

Theo các công thức trong bảng 6.19 ta tính được:

Đường kính chia ngoài de1 = 36,96 mm ; de2 = 184,8 mm

Chiều cao răng ngoài he = 3,3 mm

Trang 24

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 5,385 mm ; hae2 = 4,515 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,05 mm ; hfe2 = 3,95 mm

Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 47,52 mm ; dae2 = 186,57 mm

III Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

TII : momen xoắn trên trục bánh chủ động TII = 45495,14 Nmm

σK = 572,72 MPa: ứng suất tiếp xúc

Trong đó:

Kd : hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng Kd = 67,5 Mpa1/3 (tra bảng 6.5 [1])

Trang 25

Vậy d≥V = 67,5 r bab°a,#b.#,'a V,6X#ac6,c6Y V,6 ',cU = 42,6 mm

→ số răng bánh lớn zb = zV uVb = 31.3,2 = 99,2 răng

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn

σK = Zç ZK Zé 6 kµµ lM qr∂X #

x ÅƒrY qr∂ σK Trong đó:

Trang 26

Zç = 274 MPa#/V , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZK - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZK = 6 f≠^ ®Ö

^≈û 6ìÉƒ

βx - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: tg ó∑ = cos «â tgβ

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

«â» = «â = arctg ¡¬√®â…ë = arctg ¡¬√#6,zbâ…6'B B = 20,47'

α – Góc nghiêng prôfin gốc , theo TCVN1065 : α = 20'

zé = é#

ö = #,cb# = 0,77 Với εy – hệ số trùng khớp dọc: εy = V' ^≈û #6,zbB

#,a Ã = 1,41 > 1

KK – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KK = KKy KKì KKô

KKy – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng chọn KKy

Trang 27

Ta thấy : σK < σK thỏa mãn điều kiện cho phép

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tai chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

σZV = 6 kµµ x d l[ ¢£ ¢m ¢[r

r∂ Åƒr ≤ σZV

σZb = L[r ¢[∂

¢[r ≤ σZb Trong đó:

TII : momen xoắn trên bánh chủ động là 45495,14 Nmm

Trang 28

zôb = Ç∂

f≠^ r ® = f≠^r°°#6,zbB = 106,81 Lấy zôb = 107 Tra bảng 6.18 [1] ta có : YZV= 3,8 ; YZb= 3,6

Yé = é#

ö : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có εì = 1,7

Yé = #,c# = 0,59

KZ : hệ số tải trọng khi tính về uốn KZ = KZy H9ë KZô

Với: KZy – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

Thay các giá trị vừa tính được:

σZV = 6 bab°a,#b #,a6 ',U ',zc V,6Va #,a b6,U = 103,29 MPa

σZb = #'V,6° V,U V,z = 95,35 MPa

Ta thấy:

σZV = 103,29 MPa < σZV = 288 MPa

σZb = 95,35 MPa < σZb = 267,43 MPa

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo

6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Có thể lấy hệ số qua tải : KØÄ = kP∞±

k = 2,2 Để tránh biến dạng dư hoăc gãy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép

σKde_ = σK KØÄ σK de_

Trang 29

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

σZde_ = σZ KØÄ σZ de_

Với: σK = 550,08 MPa - ứng suất tiếp xúc

σZV = 103,29 MPa; σZb = 95,35 MPa - ứng suất uốn

σKV de_ = 1624 ( MPa); σKb de_= 1260 ( MPa) -ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép

σZV de_= 464 ( MPa) ; σZb de_= 360 ( MPa) - ứng suất uốn cực đại cho phép Thay các giá trị ta được:

σKde_ = 550,08 2,2 = 815,9 MPa

σZVde_ = 103,29 2,2= 153,2 MPa

σZVde_ = 95,35 2,2= 141,43 MPa

Vậy : σKde_ = 662,5 Mpa < σKV de_ =1624 MPa

σKde_ = 815,9 MPa < σKb de_ =1260 MPa

σZVde_ = 153,2 MPa < σZV de_ = 464 MPa

σZbde_ = 141,43 MPa < σZb de_ = 360 MPa

Răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn khi quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Trang 30

Theo công thức bảng 6.11 [1] ta tính được

Đường kính chia d3 = 47,69 mm ; d4 = 152,3 mm

Đường kính đỉnh răng da3 = 52,69 mm : da4 = 157,3 mm

Đường kính chân răng df1 = 41,44 mm ; df4 = 146,05 mm

Trang 31

PHẦN IV

CHỌN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Trang 32

Moment truyền qua nối trục T = 11970,66 Nmm

Theo bảng 16-10[2], ta chọn nối trục đàn hồi có:

Trang 33

PHẦN V

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Trang 34

Fa1 Fr1

Ft1 Fa2

Fr2 Ft2

Fr3 Fa3 Ft3

Fr4 Fa4 Ft4

Trang 35

I TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC

Theo công thức 10.9[1] ta có 3

0,2

T d

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

Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 28 (mm)

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8 1,2)dđc

1 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 mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

- Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:

lm12= (1,4→2,5) d1= (1,4→2,5).30 mm

Chọn lm12 = 50mm

- Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

Định dạng
Số trang	73
Dung lượng	5,48 MB