Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc bánh răng côn đề 4 - đại học BKH

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắpghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phươngpháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chitiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen vớicông việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ 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 băng tải

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợplớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thựchiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp

ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Lê Ngọc Tươi đãhướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn họcnày

Hà nội, tháng 12 năm 2013

Sinh viên thực hiện

Hà Văn Nguyên

Phần 1 : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1.1 Tính toán chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất cần thiết.

- Công suất cần thiết: Pct =

Pt

η =

2,44 0,88 = 2,8 (kw)

Công suất làm việc trên trục máy công tác:

Pt = Plv= Fv

1000 =

2000.1,2 ¿ 1000 ¿

¿ ¿ = 2,4 (kw) + η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối

η = η đ η br η3

ol.η kn = 0,96.0,95.0,993.0,99 = 0,88 Tra bảng 2.3

η đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai

η br = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

η ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

η kn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.

- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

Ut = Uđ .Ubr.Ubt = 4.4.1 = 16

Tra bảng 2.4:

+ Uđ = 4: Tỷ số truyền bộ truyền đai

+ Ubr = 4: Tỷ số truyền bộ truyền động bánh răng

+ Ubt = 1: Tỷ số truyền bộ truyền băng tải

- Số vòng quay của trục máy công tác:

1.1.3 Chọn động cơ.

Pct = 3,0 (kw), nđb = 988 (vòng/phút)

Tra bảng P 1.1 chọn động cơ 4A100S4Y3

Công suất(kw)

Vận tốc quay(vòng/phút)

η% Cosφ

1.2 Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.

1.2.1 Xác định công suất trên các trục.

- Đĩa băng tải: Pbt =

Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI THANG) 2.1 Chọn loại đai

Ta tính monen trên trục động cơ:

2.2 Định đường kính bánh đai.

Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 1,2dmin =1,2.100= 120 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=125mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn L = 2000 (mm)

- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo 4.15

Kđ - hệ số tải trọng động, tra theo bảng 4.7 ta được Kđ = 1,45

C là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm  1, ta tra bảng 4.15 được C = 0,87

l

C là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra trong bảng 4.16 phụ thuộc chỉ số chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài l 0lấy làm thí nghiệm, ta có l/lo = 2000/1700 = 1,2 từ bảng ta chọn được C1 = 1,04

Cu là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, ta tra theo bảng 4.17

Ta được C = 1,14u

Cz là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra

bảng 4.18 ( ta dựa vào tỉ số P /[P ] = Z' 1 0 để tra Cz)

4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên 1đai được xác định theo công thức sau:

Z là số răng , ta có z = 4 theo tính toán ở trên

Lực tác dụng lên trục là Fr = 2Fo.z.sin(α1/2) = 2.236.4.sin(133,2/2) = 1733 (N)

Theo kết quả tính toán ta có bảng thông số sau:

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.3.1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu bánh răng với:

Chọn loại đai hình thang kí hiệu A

- σ H lim o = 2HB +70: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Tra bảng

- S H = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.2 (tập 1)

⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H]1 = 560 1

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H 1]max=2,8.σch1= 2,8 580 = 1624 (MPa)

[σ H 2]max=2,8 σch2= 2,8 450 = 1260 (MPa)

⇒ [σ H]max=[σ H 2]max=1260 (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ F 1]max=0,8 σch 1= 0,8 580 = 464 (MPa)

[σ F 2]max=0,8 σch 2= 0,8 450 = 360 (MPa)

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài.

=50 √42+13√168500 1 , 12/( (1−0 , 25) 0 ,25 4 481 , 82)=211 ,8 (mm).

+ KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50 (Mpa1/3): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loạibánh răng Bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 (Mpa1/3)

+ u = 4

+ T1 = 168500 (Nmm): Momen xoắn trên trục I

+ ψ ba = 0,6: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng)

Tra bảng 6.22 ta được: z1p = 17 HB < 350 nên z1 = 1,6z1p = 1,6.17 = 27,2

Chiều dài côn ngoài: Re=0,5 mte√ z12+ z22=0,5 4 √ 262+1042=214 , 4 (mm)

3.3.3 kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc.

+ Bánh răng côn răng thẳng : KHα = 1

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Hệ số quá tải: Kqt = 1,8

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σH max = σH √ Kqt=390 √ 1,8=523 (Mpa) ≤ [σ H]max = 1260 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

σF1 max = σF1 Kqt = 113 1,8 = 203 (MPa) < [σ F 1 max] = 464 (MPa)

σF2max = σF2 Kqt = 105 1,8 = 189 (MPa) < [σ F 2 max] = 360 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Kích thước bộ truyền bánh răng côn:

Chiều dài côn: Re = 214,4 (mm)

Mô đun vòng ngoài: mte = 4 (mm)

Đường kính ngoài: de1 = mtez1 = 4.26 = 104 (mm) de2 = mtez2 = 4.104 = 416 (mm)Góc côn chia: δ1=14o ; δ2=76o

Chiều cao răng ngoài:

he = 2htemte + c = 2cosβ.mte + 0,2mte = 2.cos0.4 + 0,2.4 = 8,8 (mm)Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = 5,6 (mm) hae2 = 4,8 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = 3,2 (mm) hfe2 = 4 (mm)

Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = 114,9 (mm) dae2 = 418,3 (mm)

Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)

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

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.

- Chọn chiều rộng ổ lăn Tra bảng 10.2.

Bảng 4.2.

trịKhoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 10

- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

4.2.3 Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

4.2.3.1 Trục I.

Vị trí đặt lực của bánh răng 3: dương

y11 + Fly10 – Fy12 – Fy13 = 0

⇒ Fly10 = Fy12 +Fy13 – Fly11 = 1144+1114 – 1325 = 933 (N)

Mtđ13 = √ M132 +0 , 75 T132 = √ 148002+0 , 75 1685002=146700 (Nmm)

d12 = 30 (mm) d10 = d11 = 40 (mm) d12 = 32 (mm)

4.2.3.2 Trục II.

Lấy Fx12 = 1500 (N)

Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ

là lớn nhất, do đó Fx12 ngược chiều với Fx23

y20 + Fy23 – Fly21 = 0

⇒ Fly20 = Fly23 – Fy21= 1144 – 423 = 721 (N)

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d20 = d21 = 45 (mm) d23 = 52 (mm) d22 = 48 (mm)

4.2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cần được kiểm tra

Trục 1: Tiết diện đai 12

Tiết diện ổ lăn 11

Tiết diện lắp bánh răng: 13

Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng 23

Tiết diện ổ lăn 20

\Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục và đĩa xíchtheo k6 kết hợp với lắp then

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

+ Kσ =1,46 , Kτ = 1,54: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Tra

bảng 10.12 (Trục có rãnh then, sử dụng dao phay ngón gia công)

+ εσ , ετ : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến

ghới hạn mỏi Tra bảng 10.10 Ta được Bảng 4.3

+ Kx = 1,06: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8.( Gia công trên máy tiện độ nhám đạt Ra = 2,5…0,63)

+ Ky = 1: Hệ số tăng bền mặt trục Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt

Từ đó ta tính được Kσ dj , Kστ j kết quả trong bảng sau:

hthen

-Lắpdôi

* Kiểm nghiệm độ bền của then.

Chọn vật liệu thép 45, chịu tải trọng va đạp nhẹ

- Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then theo công thức:

Theo bảng 9.5 trang 178 với tải trọng va đập nhẹ và dạnh lắp cố định thì:

[σ d]=100 (Mpa) : Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then Tra bảng 9.5

[τ c]=40 (Mpa) Ứng suất cắt cho phép đối với mối ghép then

Sau khi tính toán ta lập được bảng sau:

Từ bảng 4.4 ta thấy tiết diện 13 không thỏa mãn điều kiện bền cắt

- Do đó ta cần lắp thêm một then cách 180o khi đó:

⇒ Tiết diện 13 thỏa mãn iều kiện bền cắt.điều kiện bền cắt

- kiểm nghiệm lại ộ bền mỏi.điều kiện bền cắt

- σch = 340: giới hạn chảy của vật liệu trục (Mpa).

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ trục I tiết diện nguy hiểm nhất là 10

+ trục II tiết diện nguy hiểm nhất là 20

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

- Phản lực tổng tại hai gối đỡ khi tính trục là:

Flt10 = 938 (N), Flt11 = 4667 (N)Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với: Fr = Flt11 = 4667 (N)

- Tải trọng động quy ước:

Vậy khả năng tải của ổ được đảm bảo.

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước

Qt = XoFr + YoFa = 0,5.4667 + 0,6.285= 2504,5 (N) < Fr = 4667 (N)

+ Xo = 0,: Hệ số tải trọng hướng tâm Tra bảng 11.6.

+ Yo = 0,22cotg20 = 0,6

Vậy Qo = 2504,5 (N) = 25 (kN) < Co = 32,7(kN)

Vậy khả năng tĩnh của ổ được đảm bảo.

5.2 Tính ổ lăn cho trục II.

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

- Vì đầu vào của trục có lắp khớp nối đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx12 ngược chiều

đã dùng khi tính trục (tức là cùng chiều với lực Fx23)

- Khi đó phản lực trong mặt phẳng zOx:

- Tải trọng động quy ước: Fa = 0 nên

Vậy khả năng tải của ổ được đảm bảo.

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước:

5.4 Khớp nối đàn hồi.

5.4.1 Xác định các thông số của khớp nối

Để truyền mô men xoắn từ trục động cơ sang trục I ta dùng nối trục đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản dễ chế tạo, giá rẻ

Ta chọn vật liệu làm trục là thép rèn 35 vật liệu làm chốt là thép 45 thường hóa

Để truyền mômen xoắn từ trục có mô men xoắn

T3 = 42810 N.mm

T3 = 43 N.m

Ta có đường kính trục I ở đầu vào hộp giảm tốc d = 28 mm

Tra bảng 16.10a, 16.10b suy ta có các kích thước cơ bản của trục vòng đàn hồi

⇒ σu= 1,3 42810 25

0,1 103.71 6 =33<70= [ σu]

Ta thấy trục thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi và điều kiện sức bền của chốt

Phần 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP.

6.1 Vỏ hộp.

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, chọn vật liệu phổbiến nhất hay đúc là gang xám, kí hiệu GX 15-32 Chọn bê mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

Theo bảng

18.1

[2]

85 :

Chiều dày: Thân hộp, 

Nắp hộp,  1

 = 0,03a + 3 = 0,03.208 + 3 = 9,24 chọn δ = 9 (mm) > 6 (mm)

 1 = 0,9 = 0,9.9 = 8,1 chọn δ1 = 8 (mm)Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,81) = 7,2-9 mm chọn e = 8

h  58Khoảng 2oĐường kính:

d2 = (0,70,8)d1 = 11,212,8 (mm) chọn d2 = 12, M12

S4 = (0,91)S3 = 15,317 chọn S4 = 16 (mm)

K3 = K2 – (35) = 35÷ 37 Chọn K3 = 36 (mm)

k≥ 1,2d2 = 1,2.12 = 14,4 chọn k =15 (mm)

h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm

lỗ bulông & kích thước mặt tựa

Dd: xác định theo đường kính dao khoét

S1  (1,41,7)d1 = 22,427,2Chọn S1 = 25 (mm)

S2 (11,1)d1 = 1617,6 Chọn S2 = 17 (mm)

K1 = 3d1 =3.16 = 48 (mm)

q ¿ K1+ 2 δ=48+2 9 = 66 (mm)

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Δ≥(1÷1,2)δ=9÷10 ,8

Chọn ∆ = 10 (mm)

Δ1≥(3÷5 )δ=27÷45

chọn ∆1 = 40 (mm) (tùy HGT & chất lượng dầu bôi trơn trong hộp)

6.2 Các thông số của một số chi tiết phụ khác.

6.2.1 Nắp quan sát.

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trênđỉnh hộp, ta làm cửa thăm, có nắp quan sát ; theo bảng 18.5, ta tra ra một số kích thước của nắp quan sát, hình vẽ trang 92[2] :

B= 15; C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N= 22; O= 6; P= 32; Q= 18; R= 36; S= 32;

lç

6.2.4 Chốt định vị.

Tra bảng 18.4b ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn :

d = 6 (mm), c = 1 (mm), l = 20÷110 (mm)

6.2.5 Que thăm dầu.

6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.

– Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền :Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ giảm 10%

so với chiều rộng bánh răng lớn

– Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :

Chọn độ nhớt của dầu ở 500C(1000C) để bôi trơn bánh răng tra bảng 18.11

Với thép 45 tôi cải thiện như ta đã chọn, có vận tốc vòng là 1,12 m/s, tức là thuộc

khoảng [1 – 5], ta dùng chung một loại dầu đặt chung trong HGT nên ta có thể chọn theo bảng với thép  = 470-1000 MPa, độ nhớt Centistoc là 186(11) (hay độ nhớt Engleb

là 16(2))

Tiếp tục tra bảng

18.13[2]

101 , với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bôi trơn bánh răng: Dầu máy bay MK – 22, với các độ nhớt ở 500C(1000C) là 192(20) Centistoc

– Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kĩ thuật nó sẽ không bị mài mòn, bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn

Về nguyên tắc, tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ; chât bôi trơn đượcchọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ

So với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều Dầu bôi trơn được khuyến khích

áp dụng khi số vòng quay lớn hoặc nhiệt độ làm việc cao, khi cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy được bôi trơn bằng dầu Số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay bằng dầu được ghi trong các catalô của ổ lăn

Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ, theo bảng 15.15a chọn loại mỡ LGMT2, loại này đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn, LGMT2 có tính năng chịu nước rất tốt cũng như chống gỉ cao Với các thông

số của mỡ : Dầu làm đặc: lithium soap; Dầu cơ sở: dầu mỏ; nhiệt độ chạy liên tục: -30 đến +1200C; độ nhớt động của dầu cơ sở (tại 400C): 91 (mm2/s); độ đậm đặc: 2 (thanh: NLGI)

Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu : G = 0,005DB (CT tr.46[2])

Trong đó G – lượng mỡ (g),

D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm

Ổ lăn trên trục vào : G = 0,005.80.17 = 6,8 (g)

Ổ lăn trên trục ra: G = 0,005.75.16 = 5,8(g)