Đồ án thiết kế truyền động cơ khí Tính toán các chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc

Lời nói đầuTrong cuộc sống hằng ngày, chúng ta bắt gặp rất nhiều hệ thống truyền động cơ khí ở khắp mọi nơi, và có thể nói nó đóng một vai trò rất quan trọng trong đời sống cũng như tron

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn 3

Đề tài 4

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 5

1 Chọn động cơ 5

2 Phân bố tỉ số truyền 7

3 Xác định các thông số động học và lực của trục 7

Chương 2:Tính toán bộ truyền ngoài 9

1 Tính toán bộ truyền xích 9

2 Kiểm nghiệm bộ truyền 11

Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 15

1.Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 15

2.Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 25

Chương 4: Tính toán các chi tiết máy 34

1.Tính trục và then 34

2.tính toán chọn ổ lăn 67

Chương 5: Thiết kế hộp giảm tốc 73

1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc 73

2 Một số kêt cấu liên quan đến vỏ hộp giảm tốc 74

3 Dung sai 80

Lời nói đầu

Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta bắt gặp rất nhiều hệ thống truyền động cơ khí ở khắp mọi nơi, và có thể nói nó đóng một vai trò rất quan trọng trong đời sống cũng như trong sản xuất Hệ thống truyền động thường gặp nhất có thể nói đến đó là hộp giảm tốc

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí nhằm củng cố lại kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí, và giúp sinh viên có cái nhìntổng quan về thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn Thêm vào đó trong quá trình thực hiện sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Thanh Vương, cũng như các thầy cô và cácbạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án Với kiếnthức còn hạn hẹp, do đó sai xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến

từ thầy cô và các bạn để đồ án này được hoàn thiện hơn

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

TP HCM, ngày …… tháng …… năm 2014 Chữ ký

T

0,7T

0.5T

0.2t 0.3t 0.5t

ĐỀ TÀI MÔN HỌC Số liệu ban đầu Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền xích Thời gian làm việc Lh =16000 h, làm việc 3 ca

Công suất tải P = 19,5 kW , số vòng quay tải n = 75 vg/ph

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3 Sơ đồ động hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

2 - Khớp nối đàn hồi

3 - Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

4 - Bộ truyền bánh răng cấp chậm Trục 2

– Trục công tác

Hình 2 Sơ đồ phân bố tải trọng

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Chọn hiệu suất của hệ thống :

 Hiệu suất truyền động (công thức 2.9, trang 19,sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí [1], ) :

η = η1η2η3….

Theo sơ đồ hộp giảm tốc ,ta có:

η=η kn η br2 η x .η ol3=0,99.0,972.0,93 0,993 =0,84

Với : (Tra bảng 2.3,trang 19,[1])

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

η br=0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

η x=0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích

η ol=0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

2 Tính công suất cần thiết :

Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Trong đó :

: Công suất cần thiết trên trục động cơ

: Công suất tính toán trên trục máy công tác

: Hiệu suất truyền động dựa vào yêu cầu gia công = P1 = 19,5 kW,

= n1= 75 vg/ph

 Công suất tính toán (công thức 2.14, trang 20, [1]) :

3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

 Số vòng quay trên trục công tác: n ct=75(vòng/phút)

 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21, [1])

Với: uh = 10 : tỉ số truyền HGT phân đôi cấp nhanh

Thỏa : { P dc >P ct

T k

T dn=1,4>T mm

T =1}

 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động :

2 Tính toán số vòng quay trên các trục :

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Số liệu ban đầu

Trong đó:

Pt: công suất tính toán (kW)

P: công suất truyền (kW)

[P]: công suất cho phép (kW)

k=k0.k a .k đc .k bt .k đ .k c

Dựa vào bảng 5.6, 5.7/82[1] ta có:

k0 = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang ≤ 60o )

ka = 1 (hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a = (30…50)p )

kđc = 1 (vị trí trục điều chỉnh được bằng một trong các đĩa xích)

kbt = 1 (môi trường không bụi, chất lượng bôi trơn II - bảng 5.7)

kđ = 1 ( tải trọng tĩnh, làm việc êm)

kc = 1,45 (bộ truyền làm việc 3 ca)

Khoảng cách trục sơ bộ theo công thức 5.11/84[1] ta có:

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13/85[1] ta có:

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

 ¿]: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) tra bảng 5.11/86[1].

 kr1 = 0,48 hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích (với z1= 25 răng)

 Ft =7615 (N) lực vòng

 Kđ = 1 hệ số tải trọng động (tải trọng tĩnh, làm việc êm; tra bảng 5.6/82[1])

 Fvđ = 13.10-7.n3.p3.m=13.10−7.150 44,453.1=17,13(N ) lực va đập trên 1 dãyxích (công thức 5.19/87[1] )

 E = 2,1.105 (MPa) modun đàn hồi

 A= 473 (mm2) diện tích của bản lề (tra bảng 5.12/87[1])

 kd = 1 hệ số phân bố tải trọng không đều cho xích 1 dãy

 σ H=0,47.√0,48.(7615 1+17,13).2,1 105

473.1 =599,4(MPa)Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúccho phép [σ H] = 600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Tương tự,

σ H2≤ [σ H] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Số liệu ban đầu :

TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH :

Tổng thời gian làm việc L h =16000 h, làm việc 3ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):

-Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì áp dụng các côngthức Theo công thức 6.7 trang 93,[1], ta có:

T )3 0,3+(0,5T

T )3 0,3+(0,5T

≤ 350

N FE1=60.1 [ (T

T)6 0,2+(0,7T

T )6 0,3+(0,5T

T )6 0,5].1470.16000SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

¿34,3.10 7(chukì)

N FE2=60.1 [ (T

T)6 0,2+(0,7T

T )6 0,3+(0,5 T

T )6 0,5].461.16000=10,7.107(chukì)

-Ứng suất tiếp cho phép :

Theo công thức 6.1a trang 93,[1],ta có : [σ H]=σ Hlim0 K HL

-Ứng suất uốn cho phép :

Theo công thức 6.2a, trang 93, [1] ta có K FC=1 (do quay 1chiều); S F=1,75

I TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP

- Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ :

- Với bánh răng nghiêng chọn góc nghiêng sơ bộ β (80→200 )

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

tagβb = cosαt.tagβ = cos(20,5).tag(12,8) = 0,21=> βb = 11,9o

Với:

δ H=0,002 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

g0=56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,trang 107,[1])

K Hv=1+ v H b w 1 d w1

2T1' K Hα K Hβ=1+

4,6.45 75,8 2.74580,95 1,13.1,07=1,08

Theo công thức 6.1 với v = 5,8 m/s => Zv = 0,85v0,1 =0,85 5,8 0,1 =1,01 ; với cấp chính xác

là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 0,63 μm, do đó Zr = 1 ; với da < 700

mm, KxH = 1 Do đó theo (6.1) và (6.1a), ta có:

[σ H] = [σ Htb] Zv Zr KxH = 509.0,99.1.1 = 503,91 MPa

 Như vậy σ H =309,1 MPa<[σ H]=503,91 MPa

⇒ cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Theo công thức 6.43 trang108,[1]:

- Yβ =1 - 140β o = 1 –12,8140 = 0,91 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

Z v1= z1 cos3(β)=

37 cos3(12,8)=39,9

Z v 2= z2 cos 3(β)=

119 cos 3 (12,8)=128,33 Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6

- KF :hệ số tải trọng về uốn (theo 6.45)

δF = 0,006:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

g0 = 56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,trang107, [1])

K Fv=1+ v F .b w 1 .d w1

2T1 K Fα K Fβ=1+2.74580,95 1,27.1,1713,8.45 75,8 =1,2Vậy :

K F =K Fα K Fβ K Fv=1,27.1,17 1,2=1,64Thay các giá trị vừa tính được vào 6.43 ta có :

[σ F1]=[σ¿¿F1]Y R Y S K xF =257.1 1,03.0,95=251,50 MPa¿

[σ F2]=[σ¿¿F2]Y R Y S K xF =246.1 1,03.0,95=240,70 MPa¿

 Như vậy : σ F1 = 69,9 MPa < [σ F1] = 246 MPa

σ F2 = 68 MPa < [σ F2] = 257 MPa

=> Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

 Ta có hệ số quá tải: K qt=T max

T =2,2

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ H max =σ H√K qt=420,5.√2,2=623,7 MPa<[σ H]max =1260 MPa

 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F1 max =σ F1.K qt=69,9.2,2=153,1<[σ F1]max =464 MPa

σ F2 max =σ F2.K qt=68.2,2=149,8<[σ F2]max =360 MPa

 Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải

Bảng 3.1 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh :

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Tổng thời gian làm việc L h =16000 h, làm việc 3ca

-Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì áp dụng các côngthức Theo công thức 6.7 trang 93,[1], ta có:

N HE =60c∑ ( T i

T max)3

n i t i

Trong đó : - c, T i, n i, t i lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, mômen xoắn,

số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét

- t1= 0,2t

t L h =0,2 L h ;t2=0,3 L h ;t3=0,5 L h

 N HE1=60.1.[ (T

T)3 0,2+(0,7T

T )3 0,3+(0,5T

T )3 0,3+(0,5T

≤ 350

N FE1=60.1 [ (T

T)6 0,2+(0,7T

T )6 0,3+(0,5T

T )6

.0,5].461.16000 ¿16,2.10 7(chukì)

N FE2=60.1 [ (T

T)6 0,2+(0,7T

T )6 0,3+(0,5T

T )6 0,5].150.16000=3,5.10 7(chukì)

Suy ra: K HL1=K HL2=K FL1=K FL2=1

-Ứng suất tiếp cho phép :

Theo công thức 6.1a trang 93,[1],ta có : [σ H]=σ Hlim0 K HL

Vì sử dụng bộ truyền bánh răng răng trụ răng thẳng nên:

[σ¿¿H ]=[σ¿¿H 2]=500 MPa ≤ 1,25.[σ Hmin]=1,25.500=625(MPa)¿¿

-Ứng suất uốn cho phép :

Theo công thức 6.2a, trang 93, [1] ta có K FC=1 (do quay 1chiều); S F=1,75

II TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:

- Ka = 49,5 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5, trang 96, [1]

- T2=456784,2 Nmm , mômen xoắn trên trục bánh chủ động

Ta có số răng tổng : zt = z3 + z4 = 50 + 150 =200 răng

- Do sử dụng cặp bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0

- Do z3 =50 > 30 nên không cần dịch chỉnh

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Theo công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

v= π d w2 n2

60000 = π 125 46160000 =3,01m/ s Với:

δ H=0,004 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107,[1])

g0=56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, [1])

Theo công thức 6.1 với v = 2,97 m/s ⇒ Zv =0,85v0,1 =0,85 3,01 0,1 =0,94; với cấp chính xác

là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25μm, do đó Zr = 0,95 ; với da < 700

mm, KxH = 1 Do đó theo (6.1) và (6.1a), ta có:

[σ H] = [σ H 2] Zv Zr KxH = 500.0,94.0,95.1 = 456 MPa

 Vậy : δ H < ¿] nên cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

 Theo công thức 6.43 trang108,[1]: σ F=2T2Y F1K F Y ε Y β

b w2 d w2m n2 ≤[σ F]Trong đó :

- T2 = 456784,2 Nmm : mômen xoắn trên bánh chủ động

- mn2 = 3 mm : môđun pháp tuyến

- bw2 = 75 mm : chiều rộng vành răng

- dw2 = 125 mm : đường kính vòng lăn bánh chủ động

- Yε = 1/ε α= 11,78=0,56 :là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- Yβ =1 - β o/140 = 1 – 0/140 = 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

δF = 0,011:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

g0 = 56 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,trang107, [1])

Suyra: K Fv=1+ v F b w2 d w2

2T2K Fα K Fβ=1+2.456784,2 1,27.1,0316,9.75 125 =1,13Vậy :

K =K K K =1,27.1,03 1,13=1,48

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.43 ta có :

⇒ Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

 Ta có hệ số quá tải: K qt=T T max=2,2

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ H max =σ H√K qt=449,5.√2,2=666,7 MPa<[σ H]max =1260 MPa

 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F1 max =σ F1.K qt=99,6.2,2=219,1<[σ F1]max =464 MPa

σ F2 max =σ F2.K qt=96,9.2,2=213,1<[σ F2]max =360 MPa

 Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

Bảng 3.2.Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm :

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN

Ta chọn thép C45 tôi cải thiện có δb = 600 MPa, σb = 850 MPa, σch =580 MPa

Ứng suất xoắn cho phép là: [τ] = 15…30 MPa

[]- ứng suất cho phép ([]=15÷30 lấy trị số nhỏ cho trục vào, trị số lớn cho trục ra)

- Trục I: với T1 = 74580,95 Nmm; []=15MPa

0,2.[τ]=3√74580,95

0,2.15 =29,2mmChọn d1 = 30 mm ⇒ b01 = 19 mm (chiều rộng ổ lăn, tra bảng 10.2 trang 189,[1])

- Trục II: với T2 = 456784,2 Nmm; []=25MPa

0,2.[τ]=3√456784,2

0,2.25 =44,8mmChọn d2 = 45 mm ⇒ b02 = 25 mm (chiều rộng ổ lăn, tra bảng 10.2 trang 189,[1])

- Trục III: với T3 = 1347823,4Nmm; []=30MPa

SVTH : Nguyễn Trọng Hiếu – Lớp 05ĐHCK3

d3≥√3 T3

0,2.[τ]=3√1347823,4

0,2.30 =60,8mmChọn d3 = 65 mm ⇒ b03 = 33 mm (chiều rộng ổ lăn, tra bảng 10.2 trang 189,[1])

3.1 Chiều dài mayơ :

 Chiều dài mayơ nửa khớp nối :(đối với nối trục vòng đàn hồi)

l m12=(1,4…2,5)d1=(1,4 …2,5).30=42…75 Chọn lm12 = 50 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng :

3.2 Khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực :

Tra bảng 10.3 trang 189,[1] ta chọn trị số của các khoảng cách :

- k1 = 10 : là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặckhoảng cách giữa các chi tiết quay

- k2 = 10 : là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k = 15 : là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 : chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

Theo công thức trong bảng 10.4 trang 191,[1] đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấpphân đôi cấp nhanh, ta có :

3.3 Xác định trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục :

Hình 4.1 Phân tích các lực tác dụng lên trục

x y

Lực hướng tâm: F r11 =F r 12=F t 11 tan α tw

cos β =1965,3 tan(20 , 5 ) cos(12 ,8) =753 , 5N

Lực dọc trục: Fa11=Fa12=Ft 11 tanβ=1965,3.tan(12,8)=446,5 N

Mô men uốn :

M a11 =M a12=F a11 da1

Vậy chiều của R yB thuận với chiều giả định.

- Phương trình cân bằng lực tại A :

∑F=0

⇔−F r11 −F r 12 +R yA +R yB=0

⟺ −753,5−753,5+R yA+753,5=0

⇒ R yA = 753,5 NVậy R yA thuận với chiều giả định

 Theo phương xOz :

Vậy chiều của R xB thuận với chiều giả định

- Phương trình cân bằng lực tại A :

∑F=0

⇔−F kn +F t 11 +F t 12 −R xA −R xB=0

⇔−477,3+1965,3+1965,3−R xA−2071,5= 0

⇒ R xA = 1381,8 NVậy R xA thuận với chiều giả định

47093,8 Nmm 30149,1 Nmm

74580,95 Nmm 149161,9 Nmm

d Xác định đường kính trục tại các tiết diện :

 Tiết diện nguy hiểm O1 :

- Mômen uốn tổng cộng : (theo công thức 10.15 trang 194,[1])

Do vị trí trí O1 có rãnh then nên đường kính trục d11 tăng 5%

d11+d11.5 %=31,7+31,7.5 %=33,3 mm

 Theo tiêu chuẩn chọn d11 = 36 mm

 Tiết diện lắp ổ lăn : (bên trái)

- Mômen uốn tổng cộng : (theo công thức 10.15 trang 194,[1])

 Tiết diện lắp khớp nối :

- Mômen tương đương :

Tra bảng 9.1a trang 173,[1] các thông số của then bằng :

- Tại tiết diện trục lắp bánh răng :

Với d = 36 mm ta chọn then bxh = 10x8 , chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 ,chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 3,3

- Tại tiết diện lắp nửa khớp nối :

Với d = 28 mm ta chọn then bxh = 8x7 , chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 4 , chiềusâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8