đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp chậm

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI PHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH Nguyễn Tiến Duy Mã số sinh viên 6051040016 Lớp Cơ điện tử Khóa 60 GVHD Văn Quốc Hữu Tp Hồ Chí Minh, tháng.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

SVTH: Nguyễn Tiến Duy

Mã số sinh viên: 6051040016

Lớp: Cơ điện tử Khóa 60

GVHD: Văn Quốc Hữu

Tp Hồ Chí Minh, tháng 9 năm 2021

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ SỐ I, PHƯƠNG ÁN 2 THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ tên SV: Nguyễn Tiến Duy Lớp: Cơ điện tử K60

Ngày giao đề: 8 -9 -2021

Ngày nộp bài: …… -2021

GVHD : Văn Quốc Hữu

Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 280 ngày; tải

trọng va đập nhẹ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

NHẬN XÉT GVHD

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói

nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như 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 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 các sinh viên có thể bổ sung

và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu, các thầy cô và các bạn khoa cơ khí

đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rấtmong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Tiến Duy

PHỤ LỤ

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG 7

1.1 Xác định công suất động cơ 7

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ 9

1.3 Xác định tỷ số truyền 10

1.4 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục 10

CHƯƠNG 2: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY PHÁT SÁCH TỰ ĐỘNG 13

2.1 Thiết kế các bộ truyền ngoài 13

2.1.1 Chọn vật liệu: 13

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép 13

2.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng) 16

2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]) 16

2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp: 16

2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 17

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 18

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 20

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm: (bánh rang trụ rang nghiêng) 21

2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]) 21

2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp: 22

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 22

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 24

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 26

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 27

3.1 Thiết kế trục 27

3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi 27

3.1.1.1 Tính sơ bộ đường kính trục 27

3.1.1.1.1 Chọn vật liệu: 27

3.1.1.1.2 Thiết kế trục: 27

3.1.1.2 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 27

3.1.1.3 Xác định các lực tác dụng lên trục 30

3.1.1.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 40

3.1.1.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 44

3.1.2 Tính kiểm nghiệm về bền tỉnh: 49

3.1.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng 50

3.2 Tính chọn ổ lăn 51

3.1.1 Chọn phương án bố trí ổ 51

3.1.2 Tính ổ theo khả năng tải động: 53

3.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 56

3.3 Tính chọn then 57

3.3.1 Xác định hệ số Kσ aj và Kτ aj đối với các tiết diện nguy hiểm: 58

3.3.2 Kiểm nghiệm về độ bền của then: 60

PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ 61

4.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 61

4.2 Thiết kế các chi tiết phụ 63

4.2.1 Bulong vòng 63

4.2.2 Chốt định vị 64

4.2.3 Cửa thăm 64

4.2.4 Nút thông hơi 64

4.2.5 Nút tháo dầu 65

4.2.6 Que thăm dầu: 65

4.2.7 Vòng chắn dầu: 66

PHẦN V TÍNH DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC 66

5.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng: 66

5.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: 66

5.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: 66

5.4 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động: 67

5.5 Dung sai lắp ghép then lên trục: 67

5.6 Dung sai trục II: 68

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG

Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng phổ biến Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều ưu điểm so với các loại động cơ điện khác ( kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, … ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch được dử dụng phổ biến hơn cả Quátrình tính toán và chọn động cơ cho hệ dẫn động được thực hiện thông qua các tính toán về:

- Công suất động cơ

- Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ

- Các yêu cầu về mome mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt

1.1 Xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ được tính theo công thức (2.8)/19 [1]:

P ct=P t η

Trong đó :

+ Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ+ Pt : là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)+  : là hiệu suất truyền động

Giá trị  được xác định theo công thức (2.9/)/19 [1]:

Căn cứ vào sơ đồ kết cấu của bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền, các cặp ổ theo bảng 2.13 [1] ta có:

+ Hiệu suất khớp nối ηk = 1

+ Hiệu suất ổ lăn ηol = 0,99

+ Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ηbr = 0,98

+ Hiệu suất bộ truyền xích x = 0.92

 = k 3

br 3

ol x = 0.84Với giả thuyết hệ thống trạm dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi theo 2.11 [1]:

Pt = Plv = F v / 1000 = 3100.1,3/ 1000 = 4.03 (kW) Trong đó:

F : là lực kéo trên xích tải (N)

v : là vận tốc xích tải (m/s)

Hình 2: Biểu đồ momen làm việc của động cơ

Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương

N t = Nt

Vì công suất P tỉ lệ thuận với momen T, công suất tương đươngđược xác định bằng công thức sau :

Ta chọn đông cơ điện loai có: Pđc = 5,5 KW, nđc =1425 (vg/ph)

Ta chọn được kiểu động cơ là: 4A112M4Y3

Tỉ số truyền của xích ngoài ux: ux = uc/uh = 18,29/8 = 2,29

Vì hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải cấp nhanh theo bảng 3.1 trang

43 ( sách tính toán thiết kế … tr 43 ) nên ta có:

=> Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.4 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.

Công suất, momen và số vòng quay trên các trục ( I, II, III) của hệ dẫn động

Công suất:

Ptang= Plv = 4,03 (kW)

+ Công suất trên trục 3:

CHƯƠNG 2: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY PHÁT SÁCH TỰ

ĐỘNG

2.1 Thiết kế các bộ truyền ngoài

2.1.1 Chọn vật liệu:

Dựa vào bảng 6.1 trang 92 (tập 1), ta chọn:

Bánh nhỏ (bánh dẫn): thép 45, tôi cải thiện

+ Độ rắn: HB = 241 ÷ 285

+ Giới hạn bền: σb1 = 850 (MPa)

+ Giới hạn chảy: σch1 = 580 (MPa)

Bánh lớn (bánh bị dẫn): thép 45, tôi cải thiện

H

R V xH HL H

Z Z K K S



(CT 6.1 tr.91)

- Ứng suất uốn cho phép [σF] =

0 lim

F

R S xF FC FL F

S



(CT 6.2 tr.91)Trong đó: ZR – hệ số xét đến của độ nhám mặt răng làm việc

ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

KFC = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KHL, KFL – hệ số tuổi thọ

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS – hệ số xét đến kích thước bánh răng anh hưởng đến độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức (6.1) và (6.2) trở thành:

Ta chọn độ rắn bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là: HB1 = 245 và HB2 = 230 khi đó ta được:

[ σF 2 ] = σ0F lim 2 K

FC KFL / SF

=

414.1.11,75 = 236,5 Mpa.

- Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]

2.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng) 2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).

aw1 = Ka( u ± 1)

1 3

2 1

- Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m =2

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]

- Chọn sơ bộ cosββ =10 o do răng nghiêng (   8 20o), do đócosββ=0,9848 Ta tính số răng bánh nhỏ theo công thức: 6.31/103

Z1 =

1 1

2 cos( 1)

2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

Theo 6.1 tài liệu [1]:v = 3,65 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1

Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25 μmm

, vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y ε=1

ε α=

11,669=0,599

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β=1− β

Z v 2= Z2

cos3β=

74(0,98)3=78,62 lấy Zv2 = 80 răngTra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,61

+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường

YR =1, khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 (bánh răng phay);

+ YS = 1,08 – 0.0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,031 – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF – hệ số xét đến bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; KxF=1 với da< 400mmTrong đó theo bảng 6.15, F=0,006 ; theo bảng 6.16, g0=73

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

σ F 2=σ F 1 Y F 2

97,41 3,61

3,9 =90,166 MPa≤[σ F 2]=243,8315 MPa

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải: K qt=T max

T = 2,2Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ Hmax=σ H √K qt=452,12 √2,2=670,6 MPa<[σ Hmax]=1260 MPa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 √K qt=97,41.√2,2=144,48 MPa<[σ F 1 max]=464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 √K qt=90,116 √2,2=133,66 MPa<[σ F 2 max]=360 MPa

σ F 1 max=σ F 1 K qt=97,41 1,4=136,374 MPa<[σ F 1 max]=464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=90,116.1,4=126,1624 MPa<[σ F 2max]=360 MPa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Thông số kích thước bộ truyền

d=m.z / cos 

d1= 48,94

d2 = 150,91Đường kính đỉnh răng (mm):

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm: (bánh rang trụ rang nghiêng)

 Đây là bộ truyền cấp chậm phân đôi, có hai bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau, đặt song song Do đó, ta tính thông số cho một bộ truyền, bộ còn lại cũng giống như bộ thiết kế

 Vật liệu được sử dụng để thiết kế bộ truyền cấp chậm cũng giống vật liệu dùng

để thiết kế bộ truyền cấp nhanh

 Khai triển bộ truyền cấp chậm với các số liệu :



Trong đó :

ψba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψba =

0,4 theo bảng 6.6 tài liệu [1] (Trị số ψba lấy lớn hơn 20 30% so với cấp nhanh).

Ka = 43: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

bd

 = 0,53 ψba (U

2+1) = 0,53.0,4.(2,6+1) = 0,7632Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH β = 1,12 ( sơ đồ 3).

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn modun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng modun ở bánh răng cấp nhanh:

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

αtw = αt= arctan(tanα/cosβ) = arctan (tan 20 °0,85 ) = 23,18o

tanβb = cosαt tanβ = Cos 23,18° tan 31,7° = 0,56 => βb = 29,6°

g =73– Hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2.

Theo bảng 6.15, H =0,002– Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

2 2

2

2 2

2 ( 1)

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

Theo 6.1 tài liệu [1]:v = 1.6 (m/s) < 5 (m/s)

Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 nên cần gia công đạt độ nhám: Rz = 10 40 μmm

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Y β=1− β °

Z v 2= Z2

cos3β=

74

¿ ¿ lấy Zv2 = 120 răngTra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6

Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

max 2, 2

qt

T K

T

Ứng suất tiếp xúc cực đại

σ Hmax=σ H √K qt=324,29.√2,2=481 MPa<[σ Hmax]=1260 MPa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 √K qt=54,33.√2,2=80,58 MPa<[σ F 1 max]=464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 √K qt=53,58 √2,2=79,47 MPa<[σ F 2 max]=360 MPa

Vậy thỏa mãn điều kiện

Thông số của bộ truyền

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

  ; và giới hạn chảy σch=340 Mpa .

Ứng suất xoắn cho phép     15 30 Mpa

d=m.z / cos 

d1= 65,8

d2 = 173,9Đường kính đỉnh răng (mm):

da= d+ 2.( 1+x - y ) m

da1 = 69,8

da2 = 177,9Đường kính đáy răng (mm):

df = d- (2,5-2.x).m

df1 = 60,8

df2 = 168,9

Với [ τ ] lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

Đường kính sơ bộ của các trục sẽ lấy là: d1=30 mm ;d2=35 mm; d2=40 mm

Từ đường kính ớ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác định đước chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau:

∑X=0<¿>−F X 30+F X 33+F X 34−F X 31=0

 F X 31=−F X 30+F X 33+F X 34=−1490,27+1490,27+1490,27=1490,27 N

- Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1] :

Đường kính sơ bộ d1 = 30 mm ta chọn [σ] = 63 Mpa





Đường kính sơ bộ d2 = 35 mm ta chọn [σ] = 63 Mpa.

Vậy chọn đường kính các đoạn trục theo các tiêu chuẩn:

d23=d C=40 mm ( đoạn trục lắp bánh răng giữa trục)

3.1.1.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Thép C45 tôi thường hóa có: σb = 600 Mpa

Đối với thép cacbon: σ−1=0,436.σb=0,436.600=261,6 Mpa

+ K y = 1 ( Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt)

Theo bảng 10.11 trang 198, với kiểu lắp bề mặt K6 và giới hạn bền σ b=600 MPa, ta

Với τ−1= 0,436.σ−1= 0,436.261,6 = 114,05 MPa ( giới hạn xoắn)

+ Đối với trục quay τ m 12=τ α12= T12

2.W012 =2.7775,6233106,67 = 2,12Theo bảng 10.6 trang 196, đối với trục I có 1 rãnh then

+φ τ=0 ( tra bảng 10.7 trang197)

+ K x=1,1(tra b ả ng 10.8,trang 196)

+ K y = 1 ( Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt)

Theo bảng 10.11 trang 198, với kiểu lắp bề mặt K6 và giới hạn bền σ b=600 MPa, ta

Với σ−1= 0,436.σ b= 0,436.600 = 261,6 MPa ( giới hạn mỏi uốn)

+ Đối với trục quay σ m= 0, mà σ αC=M C

Với d = 40 mm => {b=12 h=8

t1=5

=> σ αC=W M C

C = 160702,215364,43 =29,95 ( MPa)

+φ σ=0,05 ( tra bảng 10.7 trang197)

+ K x=1,1(tra b ả ng 10.8,trang 197)

+ K y = 1 ( Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt)

Theo bảng 10.11 trang 198, với kiểu lắp bề mặt K6 và giới hạn bền σ b=600 MPa, ta

Với τ−1= 0,436.σ−1= 0,436 261,6 = 114,05 MPa ( giới hạn xoắn)

+ Đối với trục quay τ mC=τ αC= T C

2.W 0 C = 2.11647,6298059,87 = 4,2Theo bảng 10.6 trang 196, đối với trục I có 1 rãnh then

+ K y = 1 ( Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt)

Theo bảng 10.11 trang 198, với kiểu lắp bề mặt K6 và giới hạn bền σ b=600 MPa, ta