Đồ án CTM côn trụ 2 cấp

LỜI NÓI ĐẦU Chi tiết máy là một môn học cực kì quan trọng trong hệ thống giáo dục kĩ sư cơ khí,việc làm đồ án môn học sẽ cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.. Thông

ĐỀ TÀI

Đề số 4 – Phương án số 1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Hê ̣ thống dẫn đô ̣ng thùng trô ̣n gồm:

1-Hệ thố ng điện 3 pha không đồng bộ

2-Nố i trục đàn hồi

3-Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn - tru ̣

4-Bộ truyền xích ống con lăn

5-Thù ng trô ̣n

Số liê ̣u thiết kế:

Công suất trên thù ng trộn: P = 5,17 kW

Số vòng quay trên trục thùng trô ̣n: n = 50 vòng/phút

Thờ i gian phục vu ̣: L = 3,5 năm

Số ngày làm việc trong năm: 250 ngày

Quay một chiều,tải va đập nhẹ, 1 ngày làm việc 2 ca

( 1 ca làm việc 8 giờ )

t1 = 29 giây t2 = 37 giây

T1 = T; T2 = 0,8T

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU……….7

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ 8

1.2 Phân phối tỉ số truyền 9

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn 12

2.1.1 Chọn số răng đĩa xích 12

2.1.2 Xác định thông số xích 12

2.1.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 14

2.1.4 Thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục 15

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 20

2.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh 20

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng cấp chậm 35

PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI 3.1 Thiết kế trục 48

3.1.1 Thiết kế trục 1 54

3.1.2 Thiết kế trục 2 58

3.1.3 Thiết kế trục 3 61

3.2 Chọn và kiểm nghiệm then 64

3.2.1 Then trên trục 1 64

3.2.2 Then trên trục 2 65

3.2.3 Then trên trục 3 65

3.3 Chọn khớp nối 71

PHẦN 4: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN 4.1 Tính và chọn ổ lăn trục 1 73

4.2 Tính và chọn ổ lăn trục 2 77

4.3 Tính và chọn ổ lăn trục 3 80

PHẦN 5: CHỌN CHI TIẾT PHỤ, THIẾT KẾ VỎ HỘP, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 5.1 Thiết kế vỏ hộp 84

5.2 Chọn chi tiết phụ 88

5.2.1 Nắp quan sát 88

5.2.2 Nút thông hơi 88

5.2.3 Nút tháo dầu 89

5.2.4 Que thăm dầu 90

5.2.5 Bulong vòng 90

5.2.6 Chốt định vị 91

5.2.7 Vòng phớt 92

5.2.8 Vòng chắn dầu 92

5.2.9 Kích thước bulong 93

5.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 93

5.5 Kết cấu bánh răng 98 5.6 Mối ghép ren 99 Tài liệu tham khảo 100

LỜI NÓI ĐẦU

Chi tiết máy là một môn học cực kì quan trọng trong hệ thống giáo dục kĩ

sư cơ khí,việc làm đồ án môn học sẽ cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy Đặc biệt, đối với học viên sĩ quan kĩ thuật quân sự, việc hiểu và nắm chắc kiến thức môn học, giúp học viên có thể vận dụng vào các môn học chuyên ngành cũng như vận dụng trong công tác tại đơn vị cơ sở sau này Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi học viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc , thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy , chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác từng bước giúp học viên kĩ thuật làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của chúng tôi là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động

cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến thùng trộn

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Rất mong nhận được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy

Chúng tôi xin chân thành cảm ơn các thầy, đặc biệt là thầy giáo Lê Văn Nhân đã hướng dẫn tận tình và cho chúng tôi nhiều ý kiến quý báu để hoàn

thành đồ án môn học này

TPHCM, 29/12/2017

Học viên thực hiện Nhóm 04 - Lớp DQS 05151

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện

 Công suất trên trục làm việc: P lv 5,17 kW

 Công suất tương đương:

t lv

i

T t T

toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 – Trịnh chất)

Ta chọn động cơ mang số hiệu 4A132S4Y3, có P dc 7,5 kW;n dc 1455

vòng/ phút; mm 1,6 k 2

dn

1.2 Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung của hệ thống

1455

29,150

u c

lv III

ol brtru

P

 

5,96

II I

dc I KN

n n u

1

1455

384,923,78

I II

n n u

2

384,92

104,033,7

II III

n n u

104,03

50,012,08

III lv x

n n u

dc

P T

1455

P T

384,92

II II

P T

III

P T

lv

P T

n

Bảng 1: Các thông số trên từng trục động cơ

Trục

Thông số

Trục làm việc

Số vòng quay n, vòng/phút 1455 1455 384,92 104,03 50,01 Momen xoắn T, Nmm 39513 39119 140427 499394 987273

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.1 Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn

Các thông số trục dẫn P III 5,44 kW ;n III 104,03vòng/phút; ux=2,08

2.1.1 Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4[1]

80 với ux = 2,08 chọn số răng đĩa nhỏ z 1 25 do đó

số răng đĩa lớn z 2 2,08z 12,08.2552z max 120

Kc = 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

Kbt = 1,3 ( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn loại II )

- Số lần va đập của xích trong một giây:

Q s

Lực căng do lực li tâm sinh ra khi làm việc

v

Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F 0 9,81.k q.a f

Với kf là hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền Với bộ truyền có góc nghiêng 300

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.1.4 Thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

K 1,2- hệ số tải trọng động, tải va đập nhẹ

Lực va đập trên m dãy xích ( m =1 ), tính theo công thức

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 2: σ H 2  σ H

Kết luận: σ H 1 σ H và σ H 2  σ H Vậy cả 2 đĩa xích đều đảm bảo thỏa mãn độ bền tiếp xúc

- Xác định lực tác dụng lên trục

Lực căng trên bánh chủ động F 1 và trên nhánh bị động F 2

Bảng 2: Bảng kết quả tính toán bộ truyền xích

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 mm 304

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 mm 631

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh

 Thông số đầu vào:

- Bánh nhỏ ( bánh 1)

+ Thép 45 tôi cải thiện + Độ rắn HB = (241…285) + Giới hạn bền σ b1850 MPa

+ Giới hạn chảy σ ch1 580 MPa

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250

- Bánh lớn ( bánh 2)

+ Thép 45 tôi cải thiện + Độ rắn HB = (192…240) + Giới hạn bền σ b 2 750 MPa

+ Giới hạn chảy σ ch2 450 MPa

Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 240

K  1 hệ số xét đến kích thước bánh răng

Hệ số tuổi thọ: 6

i

T t T

T t T

K  1 hệ số xét đến kích thước bánh răng

Hệ số tuổi thọ: 6

i

T t T

Hệ số tuổi thọ: 6

T t T

 Ứng suất quá tải cho phép

- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép

- Xác định chiều dài côn ngoài:

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Công thức thiết kế có dạng:

2 3

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép K R 0,5.K d 0,5.10050 MPa 1/ 3

t e

112 với z 1 26 chọn hệ số dịch chỉnh đều x 1  x 2 0

 Đường kính trung bình của bánh nhỏ

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

K  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 thì K Hα 1

Suy ra thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

 Kiểm nghiệm răng về 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

Vậy răng đảm bảo điều kiện độ bền uốn

 Kiểm nghiệm răng 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

σ và ứng suất uốn cực đại σ F max

Để tránh biến dạng hư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max

không được vượt quá một giá trị cho phép:

 

F max F qt F max

Với σ F 1max σ K F 1 qt 99,14.1,6 158,6 MPa  σ F 1 max 464 MPa

σ F 2 max σ K F 2 qt 91,5.1,6 146,4 MPa  σ F 2 max 360 MPa

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

Bảng 3: Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

chung

Ký hiệu

Đơn

vị Giá trị

Ghi chú

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng cấp chậm

 Thông số đầu vào

+Giới hạn chảy σ ch3 580 MPa

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3 = 250

- Bánh lớn ( bánh 4)

+Thép 45 tôi cải thiện +Độ rắn HB = (192…240) +Giới hạn bền σ b4 750 MPa

+Giới hạn chảy σ ch4 450 MPa

K  1 hệ số xét đến kích thước bánh răng

Hệ số tuổi thọ: 6

i

T t T

T t T

Hệ số tuổi thọ: 6

i

T t T

T t T

 Ứng suất quá tải cho phép

- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép

Xác định các thông số ăn khớp

- Môđun sơ bộ:

Lúc này, số răng bánh nhỏ:

Chọn số răng bánh lớn z 4 118 răng

- Tỉ số truyền thực lúc này là: 4

t 3

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

khớp,dò theo bảng 6.5[1]

96

b H

tw

2.cosβ Z

Theo công thức 6.1[1]

91 với v1,61 m / s5 m / s, lấy Z v 1; với cấp chính xác động học là 9, vậy chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công cần đạt độ nhám R a 2,5 1,25μm do đó Z R 0,95 với

σ  σ nên thỏa mãn điều kiện cho phép

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn

 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Để tránh biến dạng hư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max

không được vượt quá một giá trị cho phép:

 

F max F qt F max

Với σ F 3 87,6 MPa; σ F 4 83 MPa

ở đây ta lấy hệ số quá tải K qt 1,6

Bảng 4: Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ

chung

Ký hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

 Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

Khi v12,5 m / s bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm dầu Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chiều cao bánh răng côn lớn, nhưng phải

PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI

Giới hạn bền: σ b 600 MPa

Giới hạn chảy: σ ch 340 MPa

Ứng suất cho phép:  σ 63 MPa

T d

0,2 τ



Với T k momen xoắn của trục thứ k

Cụ thể: T I 39119 Nmm;T II 140427 Nmm;T III 499394 Nmm

 τ ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45

 τ 15 30 MPa ,lấy trị số nhỏ đối với trục vào, trị số lớn đối với trục ra, chọn  τ I 15 MPa;    τ II  τ III 20 MPa

Ta có các kết quả như sau

 

3 3

Chiều rộng bánh răng côn nhỏ: b13 32 mm

Chiều rộng bánh răng côn lớn: b22 32 mm

Chiều rộng bánh răng trụ nhỏ: b23 56 mm

Chiều rộng bánh răng trụ lớn: b33 51 mm

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

Xác định chiều dài mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức: l m 1,2 1,5 d

- Chiều dài mayơ đĩa xích

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ

 Với bánh răng trụ nhỏ

Chọn l m33 80 mm

- Xác định chiều dài mayơ bánh răng côn

 Với bánh răng côn nhỏ

- Xác định chiều dài mayơ nữa khớp nối

Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi nên

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3, tập 1

 Khoảng cách từ nặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ, ta có:

 Đối với trục I:

Thông số chi tiết của nối trục tra ở bảng 16-10a tài liệu [2]

- Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích gây nên là lực căng xích có phương hướng kính, chiều từ bánh xích trên trục đến bánh xích đặt ở trục công tác có trị số : F r 3791,55 N

Với góc nghiêng của xích là φ 30 0 ta có:

Chọn tiết diện trục: Với [ ] 63 MPa 

3

0,750,1[ ]

3

0,750,1[ ]

3

0,750,1[ ]3581,3 0,75.39119

Chọn tiết diện trục: Với [ ] 56,5 MPa 

2 2 2 3

0,75

0 0,1[ ]

3

0,750,1[ ]

3

0,750,1[ ](61335 8327) 137837 0,75.140427

Chọn tiết diện trục: Với [ ] 49,6 MPa 

2 2 2 3

0,75

0 0,1[ ]

3

0,750,1[ ]

3

0,750,1[ ]

2 3

0,750,1[ ]0,75.499394

3.2 Chọn và kiểm nghiệm then

2

[ ] 60 90 MPa

T: Momen xoắn trên trục Nmm

d: đường kính trục tại tiết diện sử dụng then

b: bề rộng then

h: chiều cao then

Điều kiện bền dập

2 2.39119

62,59 [ ] 100 20.25 6 3,5

Đường kính vòng đáy bánh răng: d f 3 73,75 mm

Khoảng cách từ vòng đáy đến rãnh then:

Chọn kích thướ c then theo đường kính trục Ф48:

- Kiểm nghiệm then bánh răng

Chọn kích thướ c then theo đường kính trục Ф55:

Khoảng cách từ vòng đáy đến rãnh then:

Do đó không cần phải làm bánh răng liền trục

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

197 ta có hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình

đến độ bền mỏi;

Trong đó:

Woj là momen xoắn, được tính theo bảng 10.6[1]

196 cho trục có một rãnh then

Wj là momen cảm uốn, được tính theo bảng tài liệu 10.6[1]

196 cho trục có một

 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được

kiểm tra về độ bền mỏi:

- Trục 1: Tiết diện gắn nối trục (A); tiết diện ổ lăn (B),(C); tiết diện

lắp bánh răng côn nhỏ (D)

- Trục 2: Tiết diện gắn bánh răng trụ nhỏ(B); bánh răng côn lớn (C)

- Trục 3: Tiết diện lắp bánh răng trụ lớn (B); Tiết diện lắp ổ lăn (C); Tiết diện lắp đĩa xích (D)

Kích thước then bằng, trị số moment cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục

như sau:

Trục

Vị trí (tiết diện)

Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5÷0,63.Theo bảng 10.8[1]

197 ta có Hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06

Hệ số tăng bền K y 1 (phương pháp tăng bền bề mặt)

Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12[1]

[s] = 1,5÷2,5 : hệ số an toàn cho phép

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

Với [σ ] = 3 MPa , ứng suất dập cho phép của cao su d

k : hệ số chế độ làm việc, lấy là 1,35 cho hệ dẫn động thùng trộn

0 3

2 2.1,35.39119

1, 65 6.71.10.15

Vậy nối trục thỏa sức bền dập

- Kiểm nghiệm sức bền của chốt

0

3 0

[ ] 0,1

Đảo chiều khớp nối tính lại Fx, Fy

Khi đó phản lực trong mặt phẳng Oxz:

Lúc này 1866,5

3516

x x

 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Tính lực dọc trục FS do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra

Xác định hệ số X,Y

Kt = 1 hệ số ảnh hưởng nhiệt độ ( 105˚ )

Kđ = 1.1 , áp dụng cho chế độ làm việc va đãp nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3[1]

215

Vì QC > QB nên ta tính toán ổ theo thông số tại C

Tải động tương đương:

m

m C

Khả năng tải động của ổ được bảo đảm

 Khả năng tải tĩnh của ổ:

Đối với ổ đũa côn, ta có : X 0,5 0 

0 0

Y 0,22cotg 0,22 cotg13,5    0,92

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n<1 vòng/phút,ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt < C0

Với C0 - khả năng tải tĩnh

Tải trọng quy ước được tính như sau:

Q X F Y Fa 