Đồ án chi tiết máy đai bánh răng côn trụ

Chương 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN1.1 Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ.. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiệ

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

TP Hồ Chí Minh, tháng 12 năm 2016

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :

HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP HỒ CHÍ MINH

Ngày tháng năm

ĐỀ TÀI MÔN HỌC

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài Thời gian làm việc Lh = 16000h, làm việc 3 ca, công suất P = 19.5 (kW) và n = 113 (vg/ph).

Hệ số tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ:

Hình 2 Sơ đồ tải trọng Chú thích:

1 Động cơ 2.Bộ truyền đai 3.Trục I 4.Trục II

5 Trục III 6.Cặp bánh răng trụ 7 Cặp bánh răng côn 8.Ổ lăn

Hình 1 Hệ dẫn động hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ

Nhận xét của GVHD

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết môn học “ Thiết kế chi tiết máy” là đồ án môn học cơ sở thiết kếmáy Đồ án này là một phần quan trọng và cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành

cơ khí Nó không những giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kếmáy và chi tiết máy mà còn giúp chúng ta củng cố kiến thức đã học, nâng cao khẳ năngthiết kế của người kĩ sư trong các lĩnh vực khác nhau

Hiện nay, do yêu cầu của nền kinh tế nói chung và nghành cơ khí nói riêng đòi hỏingười kĩ sư cơ khí cần phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng những kiến thức đãhọc để giải quyết những vấn đề thực tế thường gặp phải trong quá trình sản xuất Ngoài

ra đồ án môn học này còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quảcác phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật theo yêu cầu trongđiều kiện và qui mô cụ thể

Ở đây là đồ án thiết kế “ Hộp giảm tốc côn trụ hai cấp” thời gian làm việc 16000

MỤC LỤC

Chương 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

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. Chọn kiểu loại động cơ.

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay chiều.

Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều Trong cácloại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc(ngắn mạch) Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá thành tương đối hạ ,dễ bảoquản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòngđiện

1.1.2 Xác định công suất của động cơ.

Công suất cần thiết trên trục động cơ

t ct

P P

η

=

(công thức 2.8 trang 19 [TL1]) Trong đó: Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác η: hiệu suất truyền động dựa vào yêu cầu gia công Plv= 19.5 kW,

Dựa vào hình 1 ta có một truyền động đai, ba cặp ổ lăn, một cặp bánh răng côn trụ,

một cặp bánh răng trụ nên ta có:

η=η br1. η br2. η ol 3 η d

Trong đó ηbr1: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

ηbr2: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηol: hiệu suất cặp ổ lăn

ηd: hiệu suất bộ truyền đaiDựa vào bảng 2.3 tr19 [TL1] ta chọn được hiệu suất của các bộ truyền:

Trong đó: nsb: số vòng quay sơ bộ

nlv: số vòng quay trên trục công tác, nlv= 113 vg/ph

ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động

u = u u

Trong đó: uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc côn trụ hai cấp, (dựa vào trang 31[TL1]), ta chọn

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb= 3000 (vg/ph)

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

Dựa vào dãy tiêu chuẩn trang 49-[TL1] ta chọn:

3,15 Tỉ số truyền của bộ truyền đai

ut= uh.uđ => uh= = = 8,3

- u1, u2 với : u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)

Dựa vào trang 112- [TL1], ta chọn Kbe= 0,3

Theo bảng 6.6, trang 9 - [TL1] ta chọn ψbd2 = 1,2

Với Kbe : là hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn

ψbd2 : là hệ số chiều rộng vành răng bánh răng trụ

Theo hình 3.21 trang 45, [TL1] với = 8,3 tìm được = 2,9 do đó tỉ số truyền của cặpbánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

1.4 Xác định số vòng quay, công suất, mômen của các trục

1.4.1 Tính toán công suất trên các trục:

Theo công thức tính trang 49[1], ta có:

Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là có kết quả:

1.4.3 Tính momen xoắn trên các trục

Số v/quay: n(vg/ph) 2950 936,50 322,93 115,75

Mômen: T(N.mm) 71220,3 217819,5 600331,3 1608855,2

Chương 2 TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Các thông số để thiết kế bộ truyền đai:

Dựa theo bảng 4.13 trang 59 – [TL1] ta chọn d1 = 140 (mm)

Vận tốc đai : v = công thức trang 60 – [TL1]

Với n1 = nđc

v = = 21,6 (m/s)

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép Vmax = 25 30 (m/s)

v <vmax = 25m/s Nên ta sử dụng loại đai thường

• Chiều dài đai sơ bộ:

Theo công thức (4.4), trang 54, tập 1–[TL1]

= 2.a + +

L = 2.+ + = 1880 mm

Theo bảng 4.13, trang 59 – [TL1]

Chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm = 2,24(m)

Kiểm nghiệm lại số vòng chạy của đai trong 1 giây: (theo công thức 4.15 trang 60– [TL1])

i = = = 9,6 < imax = 10 (thỏa điều kiện)

Tính chính xác khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn, theo công thức(4.6), trang 54 – [TL1]

a = 4

8 2

2 − ∆+ λλ

= = 637 mm (thỏa điều kiện)

2.4 Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ.

Theo công thức (4.7), trang 54-[TL1]

1

α

= = = 152,20 >αmin = 1500 đối với đai vải cao su

2.5 Xác định số dây đai.

Theo công thức 4.16, trang 60, tập 1 – [TL1]

z =

Trong đó:

P1 = 19,5 kW: công suất trên trục động cơ

Kđ : hệ số tải trọng động , theo bảng 4.7, trang 55, tập1 – [TL1],

Chọn Kđ = 1,2 (do làm việc 3 ca)

: hệ số ảnh hưởng của góc ôm đai α1 = 152,20, (theo bảng 4.15, trang 61 – [TL1]) Chọn = 0,92

Cl : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

Cu: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền u, với tỉ số truyền uđ = 3,15 (theo bảng 4.17, trang 61– [TL1])

Chọn Cu = 1,14

Cz: hệ số kế đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều cho các dây đai

[P0]: công suất cho phép, kW.

Theo bảng 4.19, trang 62 – [TL1] Với L0 = 2240, đường kính bánh đai nhỏ d1 = 140mm, V =21,6 (m/s)

Đường kính ngoài của bánh đai:

Theo công thức (4.18), trang 63 [TL1]

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:

d a = d + 2h 0 = 140 + 2.4,2 = 148,4 mm

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

Lực căng trên đai :

Theo công thức (4.19), trang 63 – [TL1]

Trong đó:

Fv: lực căng do lực li tâm gây ra (định kì điều chỉnh lực căng)

Theo công thức (4.20), trang 64 – [TL1]

F v = q m v 2

Với qm: khối lượng 1m chiều dài đai,

theo bảng 4.22, trang 64 – [TL1], với loại đai Б ta có

qm = 0,178 kg/m

Suy ra: Fv = 0,178.21,62 = 83,04 (N)

Suy ra: = 266,7 (N)

Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin() = 2.266,7.5.sin() = 2589 (N)

Bảng 2.1 - Thông số của bộ truyền đai

STT Thông số Kí hiệu Đai thang thường

8 Chiều dài đai tính toán lt, mm 1880

9 Chiều dài đai tiêu chuẩn l, mm 2240

10 Số vòng chạy của đai I 9,6

18 Đường kính ngoài bánh đai da 148,4

19 Lực căng ban đầu F0 266,7

20 Lực tác dụng lên trục Ft, N 2589

Chương 3 TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC

Các thông số để thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ lấy: = 1 và = 1, do đó các công thức

(3.1) và (3.2) trở thành:

=

=

Trong đó:

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ

sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – [TL1] với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = (180…350)

= 2HB + 70 ; = 1,1

=1,8HB ; = 1,75

, – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

= 2 + 70 = 2.280 + 70 = 630 (MPa)

= 2 + 70 = 2.270 + 70 = 610 (MPa)

= 1,8 = 1,8 280 = 504 (MPa)

= 1,8 = 1,8 270 = 486 (MPa)

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)

- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộtruyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – [TL1]:

NF0 – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NF0 = 4.106 đối với tất cả loại thép

NHE và NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc với tảitrọng thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và 6.8trang 93 – [TL1]:

Nên ta lấy: = , =

Khi đó ta có kết quả: = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song songvới trục hoành: tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn là không thayđổi)

= 277,7 (MPa) Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toánchọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị và , do đó:

⇒ = 2,8 580 = 1624 (MPa)

] max = 0,8 580 = 464 (MPa)

3.1.3 Tính bộ truyền bánh răng côn.

3.1.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài.

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

Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – [TL1]:

=

Trong đó:

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

Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép:

Theo bảng 6.21 trang 113 – [TL1], chọn = 1,13 do trục bánh răng côn

Lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB 350

= 217819,5 (Nmm) Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

= 554,54 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép.

Với bánh răng côn – răng thẳng môđun vòng ngoài được xác định

Theo công thức 6.56 trang 115 – [TL1]:

= = = 3,2 (mm)

Theo bảng 6.8 trang 99 – [TL1], ta chọn =3 (mm)

Theo công thức 6.56 trang 115 – [TL1], tính lại

Theo bảng 6.20 tr112 [TL1], với z1 = 32 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31, x2= -0,31

• Chiều dài côn ngoài thực

= 0,5 = 0,5 3 = 146(mm)

3.1.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

= 3

)

4

( −εα

(công thức 6.59a trang 115 – [1])

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

= [1,88 - 3,2 ( 1 2

1 1

= 60000

936,50.87

14 , 3

– ứng suất tiếp xúc cho phép, = 554,54 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào:

= 274 1,76 0,86 = 550,44 (MPa)

Theo công thức (6.1) và (6.1a) trang 91 và 93- [TL1]

= Z R.Z V.K XH

Trong đó: v > 5 (m/s) → lấy

V Z

Vậy: = 550,44 < = 554,54 ⇒ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

3.1.3.4 Kiểm tra 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

= (công thức 6.65 trang 116 – [1])

= (công thức 6.66 trang 116 – [TL1])

Trong đó:

– mômen xoắn trên bánh chủ động, = 217819,5(Nmm)

- môđun pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng

= = 2,7 (mm)

b – chiều rộng vành răng, b = 60 (mm)

– đường kính trung bình của bánh chủ động, = 87 (mm)

= 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng

= 0 ⇒= 1

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

= = = 33,87 (công thức 6.53a trang 114 – [TL1])

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.

3.1.3.5 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

= (trang 109) Có thể lấy = 2,1

Trong đó: T – mômen xoắn danh nghĩa

– mômen xoắn quá tải

Vì vậy, khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suấtuốn cực đại) Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượnchân răng Ta sử dụng công thức 6.48 và 6.49 trang 110 – [TL1]:

=

=

Trong đó:

- ứng suất tiếp xúc, = 512,2 (MPa)

- ứng suất uốn , đã được tính ở trên

Với:= 141,8 (MPa) ; = 134,3 (MPa)

- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đã được tính theo công thức (6.13) trang 95, với =

Bảng - 3.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ở cấp nhanh của hộp giảm tốc bánh răng côn.

STT Thông số Ký hiệu Công thức Giá trị

1 Chiều dài côn ngoài Re 2 2

1 20,5

9 Chiều cao răng ngoài he 2htemte + c với c=0,2mte 6,6 mm

10 Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = he – hae1 2,67 mm

hfe2 = he – hae2 4,53 mm

11 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (hte +xn1cosβ)mte 3,93 mm

hae2 = 2htemte – hae1 2,07 mm

12 Đường kính đỉnh răng dae dae1 = de1 + 2hae1cosδ1 106,4 mm

dae2 = de2 + 2hae2cosδ2 280,3 mm

Hình 3.1: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

3.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp chậm.

Các thông số để thiết kế bộ truyền bánh răng trụ – răng nghiêng:

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép.

3.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Theo công thức 6.1a tr93 [TL1] ta có: [H] =

Trong đó: lim

o H

K S

[ ]2

600.1

545,51,1

3.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Theo công thức 6.2a tr93 [TL1][ ] σF =σ0FlimK FC K FL /S F

Theo bảng 6.2 tr94 [TL1] thì ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở bằnglim 1,8

Hệ số an toàn về uốn SF = 1,75 tra bảng 6.2 tr94 [TL1]

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO = 4.106 (Đối với các loại thép)

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo 6.8 tr93 [TL1]

NFE = 60.c

với mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350

NFE1 = 60 1.( 0,2 + + 0,4) 322,93.16000 = 70654929,1

NFE2 = 60 1.( 0,2 + + 0,4).86,07 16000 = 25324906,3

Vì NFE1> NFO và NFE2> NFO nên KFL1 = KFL2 = 1, KFL: hệ số tải trọng

Do đó theo 6.2a tr93 [TL1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 ta có:

3.2.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải.

Ứng suất tiếp suất cho phép khi quá tải

H a

w

u

K T u

K

a

ψσ

KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 tr98 [TL1] chọn KHβ = 1,13 (sơ đồ số 3).

Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu chọn Ka = 43; Kd=68 theo bảng 6.5 trang 96 - [TL1]

T2=600331,3: mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

3.2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo 6.33 tr105- [TL1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc Trong đó:

= [ 1,88 - 3,2 ()].cos β

= [ 1,88 – 3,2 ( + )].cos(18,19) = 1,78

=1,12 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng.

KHα :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, KHα = 1,13 tra bảng 6.14 tr107 - [TL1]

KHv: hệ số kể đến tải trọng động, KHv = 1,03 tra bảng P2.3 Phụ lục.[TL1] Vậy: = 274.1,76.0,74.MPa)

Xác định chính xác ứng suất cho phép:

Theo 6.1 tr91- [TL1] với v = 1,41 m/s < 5 m/s, Zv =1, khi đó cần gia công đạt độnhám Ra = 1,25 … 0,63µm, do đó ZR = 1; da< 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1 và 6.1atrang 91- [TL1].

với bánh răng z1 > 30 nên không dịch chỉnh

theo bảng 6.18 tr109 - [TL1]ta được YF1 = 3,65 và YF2 = 3,6

KF: hệ số tải trọng, KF = KFβKFαKFv= 1,17.1,37.1,04 = 1,66

Với: KFβ: hệ số kể đến sự phân bố, KFβ = 1,17 tra bảng 6.7 tr98 [TL1]

KFα: hệ số kể đến phân bố về ăn khớp, KFα = 1,37 tra bảng 6.14 tr107.[TL1]

KFv: hệ số kể đến tải trọng động, KFv = 1,04 tra bảng P2.3 phụ lục.[TL1]

Với m = 2,5 mm, Ys = 1,08 – 0,0695ln(5) = 1; YR =1, KxF = 1 (da< 400mm), do đó theo6.2 tr91 và 6.2a tr93- [TL1]

[ = 288.1.1.1=288 MPa

[ = 272,6.1.1.1=272,6 MPa

Vậy:= thỏa điều kiện)

176,11.3,6/3,65 = 173,7MPa < = 272,6 MPa (thỏa điều kiện)

3.2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải