Đồ án thiết kế máy nón trụ tời kéo

Đây là đồ án thiết kế máy dưới sự tham khảo và hướng dẫn của thầy Lê Hoài Nam trường Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng. 1. Lực Kéo cáp : P= 4000N; 2. Vận tốc kép cáp V= 1,2ms; 3. Đường kính tang : D = 340 mm 4. Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ 5. Thời gian phục vụ: T = 5,5 năm Một năm làm việc 310 ngày, một ngày làm việc 18 giờ. 6. Làm việc 2 chiều

Trang 1

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và

có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các

hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hoài Nam và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp

đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện.

Hồ Văn Phước

Trang 2

MỤC LỤC

1.Tại sao phải phân đôi cấp: để tăng công suất và sự ổn định trong lúc vận hành

2 vận tốc lớn thì momen xoắn nhỏ và ngược lại

3 bánh trụ bánh răng nghiêng khi vào khớp thì làm việc êm hơn, chịu tải trọng lớn và vận tốc lớn

4 Ổ trượt chịu được tải trọng lớn và vận tốc lớn

Số liệu thiết kế:

1. Lực kéo cáp: P = 4000 N

2. Vận tốc kéo cáp : V = 1,2 m/s

3. Đường kính tang : D = 340 mm

4. Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ

5. Thời gian phục vụ, T= 5,5 năm

Một năm làm việc 310 ngày, 1 ngày làm việc 18 giờ

6. Làm việc hai chiều

Trang 3

PHẦN I TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1.1. Công suất trên trục công tác:

• Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên công suất trên tải ta cần xác định công suất đẳng trị:

M là momen trên tang: M= P.R= 4000.170 10-3= 680 N.m => Mđt ≈ 90,54 N.m

1.1.2. Tốc độ quay trên trục công tác:

η =0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn

η5 = 1 Hiệu suất khớp nối

η = η1.η2.η3.η44.η5 = 0,95.0,95.0,95.0,994.1 ≈ 0,824

• Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Trang 4

Nct = Ntang/η = 0,64 / 0,824 ≈ 0,78 (kW).

1.1.4. Chọn tỉ số truyền sơ bộ : usb = ungoai uhop = udaiubr = 2.10= 20

1.1.5. Số vòng quay đồng bộ của động cơ: nsb = n.usb= 67,44.20= 1348,8 vg/ph

1.1.6. Động cơ được chọn phải thõa mãn:

Tra phụ lục trong sách:”Thiết kế chi tiết máy” ta chọn được động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2(ẠOJI2)12-4 có :

1.2. Phân phối tỉ số truyền:

Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

∆u = thỏa mãn điều kiện về sai số cho phép

1.3. Công suất và số vòng quay trên các trục.

1.3.1. Công suất trên các trục:

Trang 5

Với : N1: là công suất trên trục dẫn , kW;

n1 : số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn

 Ta có: D1 = (1100.= 92 mm

Theo bảng 5-1Chọn D1= 100 mm theo tiêu chuẩn

• Kiểm nghiệm: Vận tốc quay của bánh đai dẫn:

Trang 6

• Đường kính bánh đai lớn:

Lấy

D2 = 100.(1-0,01) = 198 mm chọn D2 = 200mm

• Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn

n2’ = 0,99 = 702 vg/phSai số vòng quay so với yêu cầu:

= 4% thỏa mãnChọn D2 = 200 mm

2.1.4. Tính chiều dài đai L:

• L = 2A + 2110 mm

2.1.5. Góc ôm trên bánh đai:

• α1= 180º - = 180º - = 173º

• Kiểm tra điều kiện: α1 = 173º º

2.1.6. Xác định tiết diện đai:

• Đề hạn chế ứng suất uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số (==> = 100 = 2,5 mm

sao cho:

• Dựa theo bảng 5-3 ta chọn trị số = 3 mm

Trang 7

Xác định chiều rộng của đai để tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai:

b = 33 mmDựa vào bảng 5-4 chọn b = 30 mm

2.1.7. Định chiều rộng B của bánh đai:

• Chiều rộng B của bánh đai được chọn theo chiều rộng b của đai, có thể tra bảng 5 -10 hoặc tính theo công thức:

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng

2.2.1. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện

2.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

• Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):

N2 = 60.u.1 30,4 >=> chọn kN = 1

Trong đó n2 = = = 187 vg/ph

o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

N1 = i N2 = 3.61 30,4 = 110.>

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1

o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :

Trang 8

Bánh nhỏ : 2,6 210 = 546 N/mm2

Bánh lớn : 2,6 200 = 520 N/mm2

Lấy trị số nhỏ : 520 để tính toán

• Ứng suất uốn cho phép:

Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : = Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập trung ứng suất K = 1,8

Giới hạn mỏi của thép 50 : 0,43 620 =266,6 N/mm2

Giới hạn mỏi của thép 45 : 0,43 600 =258 N/mm2

• Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : =98,74 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : =96 N/mm2

2.2.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

2.2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

• Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt = Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,45

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18 1,45 = 1,711 khác với dự đoán trên là K = 1,4

• Tính lại chiều dài nón L = 80,5 = 86 mm

• Môđun trung bình bánh 1 : mtb1 = = 12,5 mm

2.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

• Góc mặt non lăn bánh nhỏ tính theo ông thức trong bảng 3-5:

Trang 9

tg =0,277 =>

• Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = 29

• Góc mặt nón lăn bánh lớn : tag =>

• Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd1 = 367

• Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

2.2.10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

Trang 10

De2 = 1,72 (83 + 2.cos 74º31’) = 144 mm.

2.2.12.Tính lực tác dụng

• Đối với bánh nhỏ :

Lực vòng : P = Lực hướng tâm: Pr1 = = 27 N

2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

2.3.1. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện

2.3.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

o Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):

N2 = 60.u.1 11 >=> chọn kN = 1

Trong đó n2 = = = 67,5 vg/ph

o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

N1 = i N2 = 2,77 11 = 30,47 >

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1

o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :

Bánh nhỏ : 2,6 210 = 546 N/mm2

Bánh lớn : 2,6 200 = 520 N/mm2

Lấy trị số nhỏ : 520 để tính toán

• Ứng suất uốn cho phép:

Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : =

Trang 11

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập trung ứng suất K = 1,8

Giới hạn mỏi của thép 50 : 0,43 620 = 266,6 N/mm2

Giới hạn mỏi của thép 45 : 0,43 600 = 258 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : = 98,74 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : =96 N/mm2

2.3.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

2.3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K

• Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt = Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,55

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18 1,55 = 1,829 khác với dự đoán trên là K=1,4

• Tính lại khoảng cách trục A = 110,75 = 126 =>121 mm chọn A = 130 mm

2.3.8. Xác định môđun và số răng.

• Môđun mn = 0,02 130 = 2,6 mm theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp mn = 2,5 mm

• Số răng : Bánh nhỏ: Z1 =

Bánh lớn : Z2 = 2,77 26 = 72,02 => chọn Z2 = 72Chiều rông bánh răng : b = 0,3 130 = 39 mm Chọn b = 40 mm

2.3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

• Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 =

• Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd2 = 72

• Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

Trang 12

• Đối với bánh lớn :

Lực vòng: Pt4 = P1 = Lực hướng tâm Pr4 = 446,3 N

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn của bánh răng

-Yêu cầu của việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc là:

Trang 13

• Mức dầu thấp nhất phải ngập từ 0,75 – 2 lần chiều cao răng h4

• Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất là (10…15)mm

• Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng thứ 4

• Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì:

• H = O4B =

• Do bánh răng thứu 2 có h2 = 2,25.m =

và mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 bánh răng h2 để giảm lực cản do dầu bôi trơn gây nên

Nên điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

1)1510(102

1180

8,174)1510(105,399.2

1

mm mm

Do đó hộp giảm tốc thõa yêu cầu về điều kiện bôi trơn

Xác định các kích thước chiều dài của trục :

• Khe hở giữa các bánh răng c = 10 mm

Trang 14

• Khe hở giữa các bánh răng và thành trong của hộp ∆ = 10 mm.

• Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 = 10 mm

• Chiều rộng ổ lăn Bổbi = 19 mm

• Khoảng các từ mặt bên của bánh răng đến thành trong của hộp a = 10 mm

• Chiều rộng bánh đai Bbđ = 30 mm

• Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bbrn = 26 mm, cấp chậm bbrc = 40 mm

• Chiều dày nắp ổ l3 = 15 mm

• Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của bánh đai l4 = 10 mm

Mô hình hóa hộp giảm tốc :

 Chiều dài trục I : L (I) = l + l’ + a + b = 50 + 50 + 92,5 = 192,5 mm

 Các lực tác dụng lên trục :

• Lực hướng tâm : Frđ = 450 N

Trang 16

Trong đó : Mux và Muy là momen uốn theo trục x và trục y

Muy = Fa1 + (a +b) = 27 + 383,85 92,5 = 36046,125 Nmm

Mux = RCx (a +b) = 219,45 92,5 = 20299,125 Nmm

 Đường kính trục tại các tiết diện m-m và n-n :

Tại tiết diện m-m :

Trang 17

Fr1 Fa1

 Chiều dài trục II : L (II) = l + l’ + l’’ = 50 + 50 + 50 = 150 mm

Trang 19

Trang 20

Biểu đồ mômen:

TRỤC III

Trang 21

 Chiều dài trục III L(III) = 150 mm.

Trang 22

Biểu đồ mômen:

3.1.4 Kiểm tra hệ số an toàn :

• n = ≥ [n] ( Công thức 7-5_trang152_[1])

với [n] thường nằm trong khoảng 1,5 ÷2,5

Với : hệ số an toàn ứng suất pháp

: hệ số an toàn ứng suất tiếp

• Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên chu kỳ ứng suất uốn và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

Trang 23

 Tại tiết diện m-m :

• Ở tiết diện nguy hiểm : W = 785 mm3, W0= 1570 mm3, Mu = Nmm, Mx= 10328 Nmm

Trang 24

= = 6,22.

n = = = 4,34 > [n] => Thỏa mãn

TRỤC II

• Ở tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng nón: d = 30 mm W = 2684 mm3, W0= 5899 mm3,

Trang 25

TRỤC III

• Ở tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng trụ : d=40 mm W = 6366 mm3, W0= 13636

o Chiều cao then h = 5 mm

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 3 mm

o Chiều sâu rãnh then trên lỗ t1 = 2,1 mm, k = 2,3 mm

o Chiều dài then l1 =56 mm

• Kiểm tra then :

Độ bền dập:

= = = 4,54 N/mm2 < [�]d = 150 N/mm2

*Độ bền cắt:

Trang 26

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 4 mm

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 4,5 mm

Trang 27

o Mômen xoắn :T1 = 91963 Nmm.

Tra bảng 7-23 ta được:

• Chọn then bằng :

o Bề rộng then b = 12 mm

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 4,5 mm

TRỤC I

*Sơ đồ tính toán :

Trang 28

• Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc bánh răng nón- bánh răng trụ Các số liệu cho trước (lấy từ ví dụ về tính trục) : số vòng quay của trục nI = 675

vòng/phút, đường kính ngõng trục d = 20 mm và d = 25 mm thời gian phục vụ

h = 30690 giờ Phản lực ở các gối đỡ Rby = 860,85 N và Rcy = 383,85 N Lực dọc trục : Fa1 = 27 N Lực vòng : Ft1 = 77 N Lực hướng tâm : Fr1 = 27 N Tải trọng tĩnh, nhiệt độ khi làm việc dưới 1000C

Dự kiến chọn loại ổ bi đũa nón đỡ chặn, ký hiệu 7100 có góc β = 200

• C = Q.(n.h)0,3 ≤ Cbảng 8-1_trang 158_[1]

Trong đó : n = 675 v/p Tốc độ của trục 1

h = 18 310 5.5 = 30690, thời gian phục vụ của hộp giảm tốc

Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt, tải trọng tương đương của ổ, theo công thức 8-6_trang 159_[1]

Hệ số m = 1,5 theo bảng 8-2

Kv = 1 vòng trong ổ quay (bảng 8-5)

Kt = 1 tải trọng tĩnh ( bảng 8-3)

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000c (bảng 8-4)

• Lực hướng tâm tại B :

Trang 29

• C = Q.(n.h)0,3 ≤ Cbảng 8-1_trang 158_[1]

Trong đó : n = 187 v/p Tốc độ của trục 1

• Lực hướng tâm tại A :

Trang 30

• Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc bánh răng nón- bánh răng trụ Các số liệu

cho trước (lấy từ ví dụ về tính trục) : số vòng quay của trục nIII = 67,5 vòng/phút, đường kính ngõng trục d = 30 mm thời gian phục vụ h = 30690 giờ Tải trọng tĩnh, nhiệt độ khi làm việc dưới 1000C

• C = Q.(n.h)0,3 ≤ Cbảng 8-1_trang 158_[1]

Trong đó : n = 67,5 v/p Tốc độ của trục 1

• Lực hướng tâm tại A :

Trang 31

• Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ vào vỏ hộp the hệ trục.

• Sai lệch cho phép của vòng trong ổ là âm và sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương Điều này đảm bảo mối ghép theo kiểu lắp trung gian

• Vì ở đây trục quay và đặc tính tải trọng là tải cục bộ nên ta chọn kiểu lắp ổ bi vào trục

và vào vỏ hộp là T2ô Điều chỉnh khe hở bằng các tấm đệm kim loại mỏng để đề phòng

nở dài của trục vì nhiệt nên làm khe hở giữa nắp và ổ Nắp ổ lắp với vỏ hộp giảm tốcbằng vít

• Sai lệch cho phép về hình dạng hình học của bề mặt lắp ổ lăn

• Bán kính cung lượng và vòng của trục và vỏ hộp, tùy theo kích thước đoạn vát của ổ (mm)

o Đối với vỏ: r = 1 (mm), h = 1 (mm)

o Đối với trục: r = 0.5 (mm), h = 0.5 (mm)

• Kích thước giới hạn trên của trục và vỏ, dùng lắp ổ bi và ổ đũa đỡ chặn

• Kích thước quy định ở trục và vỏ dùng lắp ổ đũa nón chặn

4.3.Cố định trục theo phương dọc trục:

Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ bằng gờ của vỏ hộp và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc Nắp ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại nắp này dễ chế tạo và lắp ghép

4.4.Bôi trơn ổ lăn:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp không thể dùngphương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại

T tương ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc 1460 v/p Lượng mỡ chứa2/3 khoảng trống của bộ phận ổ Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơivào bộ phận ổ nên làm vòng chắn dầu

Định dạng
Số trang	35
Dung lượng	236,79 KB