Đồ án chi tiết máy(HGT 2 cấp đồng trục) BKDN

Đồ án thiết kế máy 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 ..., 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 kĩ thuật cơ khí.

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 máy 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 , 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

kĩ thuật cơ khí.

Em chân thành cảm ơn cô VŨ THỊ HẠNH, các thầy cô khoa cơ khí giao thông 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 rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô

Kính Chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc.

Sinh viên thực hiện:

Lê Quang Huy

PHẦN I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I, Chọn công suất động cơ điện:

1 Tính toán công suất cần thiết của động cơ điện:

Công suất của động cơ Nđc lấy theo dãy số tiêu chuẩn quy định cho từng loại động cơ Đểtính Nđc ta xác định một số công suất sau:

Công suất trên băng tải:

Trong đó:

P: là lực kéo băng tải v: là vận tốc băng tảiCông suất truyền động chung cho cả hệ thống:

Với:

- Hiệu suất bộ truyền đai dẹt

- Hiệu suất 1 cặp ổ lăn (4 cặp)

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ thẳng ( 2 cặp)

- Hiệu suất khớp nốiVậy công suất cần thiết cho động cơ điện là:

2 Chọn công suất động cơ điện(Nđc):

Nguyên tắc: động cơ điện cần chọn sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện:

+ Động cơ không phát nóng trong quá nhiệt độ cho phép

+ Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

+ Có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi khởi động

Thường chọn động cơ theo điều kiện nhiệt độ, rồi kiểm tra điều kiện quá tải khi khởi động.Gọi: Nđc là công suất định mức hay công suất danh nghĩa của động cơ điện

II, chọn số vòng quay của động cơ:

Tra bảng trang 320-336[1] loại động cơ che kín có quạt gió loại A02(AOJI2), có công suất

định mức 3.0kW với các số vòng quay gồm 2880vg/ph; 1430 vg/ph;960 vg/ph; 720 vg/ph

Nếu chọn số vòng quay nđc càng lớn thì kích thước khuôn khổ, trọng lượng, giá thành động

cơ càng giảm (vì số đôi cực càng giảm), hiệu suất và hệ số công suất (cosφ) càng tăng Vì vậy,

người sử dụng mong muốn dùng động cơ có số vòng quay cao Nhưng nếu chọn số vòng quay

nđc lớn thì yêu cầu giảm tốc nhiều hơn (Tỷ số truyền động chung ichung của HGT sẽ lớn) nên

kích thước, giá thành của các bộ truyền tăng lên

Do đó, từ các điều kiện trên ta chọn động cơ điện kí hiệu A02(A0Л2) 32-4 có:

Công suất động cơ Nđc= 3,0 kW

Số vòng quay động cơ nđc = 1430 (vg/ph)

Hiệu suất động cơ ηđc = 83,5%

Khối lượng động cơ m = 39 (kg)

Động cơ này giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền động chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động

III, Tính toán tỉ số truyền:

1 Phân phối tỷ số truyền chung.

a, tỷ số truyền chung của hệ thống

Ta có:

Trong đó: : Số vòng quay của động cơ

: Số vòng quay của tang Mà:

Với: D= 280 (mm) Đường kính của tang

v= 0.95(m/s) vận tốc băng tải

(vg/ph)Vậy

b, Phân phối tỷ số truyền.

Ta có:

Với: Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài HGT ()

: Tỷ số truyền của các bộ truyền trong HGT

Ta chọn trước:



Ta lại có:

Với: là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ thẳng cấp nhanh

là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ thẳng cấp chậm

2 Tính số vòng quay và công suất trên các trục.

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I, Thiết kế bộ truyền ngoài( bộ truyền đai dẹt)

1 Chọn loại đai.

Vì động cơ điện có công suẩ nhỏ nên chọn đai vải cao su: có sức bền và tính đà hồi cao, ít ảnh

hưởng của nhiệt độ và độ ẩm

2 Xác định đường kính bánh đai.

a,Đường kính bánh đai nhỏ:

Áp dụng công thức Xaverin 5-6 trang 84 TLTKCTM( 1998):

(mm)

Chọn theo tiêu chuẩn của bảng 5-1 trang 85 sách TK CTM (mm)

Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện:

(m/s)≤ (m/s)

b, Đường kính bánh đai lớn:

Lấy ξ=0.01

Đường kính bánh đai lớn: (mm)

Chọn theo tiêu chuẩn của bảng 5-1 trang 85 sách TK CTM (mm)

Số vòng quay thực n2 của bánh bị dẫn trong 1 phút:

(vg/ph)

So sánh về sai sô vòng quay:

≤3÷5%, thỏa điều kiện

3 Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.

Dựa vào công thức (5-9) trang 85 tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp ta có công thức sau:

Trong đó: Lmin: chiều dài tối thiểu của đai

: số vòng quay của đai trong 1 phút, ,

chọn

 (m)=2096,5(mm)

Dựa vào công thức (5-2) tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp trang 82 ta có công thức tính khoảng cách trục A theo Lmin như sau:

Ta có: (mm)

Vì A không thỏa điều kiện nên chọn A=1080(mm)

Sau đó tính lại L theo A Công thức (5-1) trang 83 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998: (mm)

Để nối đai sau khi tính xong tăng thêm chiều dài L 100(mm) L= 3123,8782(mm)

4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ.

Kiểm nghiệm lại điều kiện theo α1 ≥ 150° (5-6) trang 86 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998, thỏa mãn

Chọn

5 Xác định tiết diện đai.

Dựa vào bảng 5-2 trang 86 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để chọn [δ/D1]max:

Ta có :

 , chọn

Dựa vào công thức trang 86 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để tính chiều rộng của Đai:

Để có được ứng suất có ích cho phép của đai thì phải định được giá trị của ứng suất căng ban đầu

Ứng suất căng ban đầu [N/mm]

( hệ số ảnh hưởng của chế độ tải trọng)

(hệ số ảnh hưởng của góc ôm)

6 Chiều rộng của bánh đai.

Dựa vào công thức (5-14) trang 91 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để tính chiều rộng của bánh Đai

II, thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm( bên trong hộp giảm tốc)

1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Chọn thép thường hóa có độ rắn bề mặt răng HB ˂ 350

Bánh răng nhỏ: Chọn Thép thường hóa C50 có độ rắn 180-230 HB cho bánh răng

nhỏ với đường kính phôi < 100 mm

Giới hạn bền kéo: (N/)

Giới hạn chảy: (N/)

Độ rắn:

Bánh răng lớn: Chọn Thép thường hóa C45 có độ rắn 170-220 HB cho bánh răng lớn

với đường kính phôi 100 - 300 mm

Giới hạn bền kéo: (N/)

Giới hạn chảy: (N/)

Độ rắn:

2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép.

a, ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép.

Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để chọn tính ứng suất t.xúc cho phép

Tính riêng từng phần, ta có:

(N/), (Dựa vào bảng 3-9 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm )

, (Dựa vào bảng 3-9 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm )

b, Ứng suất uốn cho phép.

Dựa vào công thức (3-5) trang 42 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm:

Ứng suất uốn bánh răng nhỏ: (N/)

Ứng suất uốn bánh răng nhỏ: (N/)

5 Xác định khoảng cách trục A hoặc chiều dài nón L.

Dựa vào công thức (3-9) trang 45 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để xác định khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng động: (bảng 3-13 trang 48 với ccx=7, v=(3-8), độ rắn ≤ 350HB)

Hệ số tải trọng: (Chênh lệch trên 10% so với giá trị sơ bộ)

Xác định lại khoảng cách trục A:

Chọn A = 159 (mm)

8 Xác định modun số răng chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng.

Theo bánh răng trụ modun được chọn theo khoảng cách trục A

Dựa vào công thứcThiết kế bọ truyền bánh răng thẳng (3-29) trang 51 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Chiều dài tương đối của răng:

Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng: (Dựa vào bảng 3-18 trang 52 tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp với ξ = 0.01)

Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng:

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

(N/)

(N/)

Thỏa mãn điều kiện ≤

10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

a, Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải

Ta có: , thỏa điều kiện

, thỏa điều kiện

Bảng định thông số hình học của bộ truyền bánh răng cấp chậm:

III, thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh( bên trong hộp giảm tốc)

1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Chọn thép thường hóa có độ rắn bề mặt răng HB ˂ 350

Bánh răng nhỏ: Chọn Thép thường hóa C45 có độ rắn 170-220 HB cho bánh răng

nhỏ với đường kính phôi < 100 mm

Giới hạn bền kéo: (N/)

Giới hạn chảy: (N/)

Độ rắn:

Bánh răng lớn: Chọn Thép thường hóa C40 có độ rắn 150-210 HB cho bánh răng lớn

với đường kính phôi 100 - 300 mm

Giới hạn bền kéo: (N/)

Giới hạn chảy: (N/)

Độ rắn:

2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép.

a, ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép.

Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để chọn tính ứng suất t.xúc cho phép

Tính riêng từng phần, ta có:

(N/), (Dựa vào bảng 3-9 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm )

, (Dựa vào bảng 3-9 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm )

b, Ứng suất uốn cho phép.

Dựa vào công thức (3-5) trang 42 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm:

Tính riêng từng phần, ta có:

(N/)

(N/)

n = 1,5 ( hệ số an toàn đối với bánh răng làm bằng thép rèn hoặc cán tôi cải thiện)( hệ số tập trung ứng suất ở chân răng đối với bánh răng làm bằng thép tôi cải thiện) (là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn: )

Ứng suất uốn bánh răng nhỏ: (N/)

Ứng suất uốn bánh răng nhỏ: (N/)

5 Xác định khoảng cách trục A hoặc chiều dài nón L.

Dựa vào công thức (3-9) trang 45 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để xác định khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng động: (bảng 3-13 trang 48 với ccx=7, v=(3-8), độ rắn ≤ 350HB)

Hệ số tải trọng: (Chênh lệch trên 10% so với giá trị sơ bộ)

Xác định lại khoảng cách trục A:

Chọn A = 159 (mm)

8 Xác định modun số răng chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng.

Theo bánh răng trụ modun được chọn theo khoảng cách trục A

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Dựa vào công thứcThiết kế bọ truyền bánh răng thẳng (3-29) trang 51 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998 để kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Chiều dài tương đối của răng:

Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng: (Dựa vào bảng 3-18 trang 52 tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp với ξ = 0.01)

Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng:

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

(N/)

(N/)

Thỏa mãn điều kiện ≤

10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

a, Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải

Ta có: , thỏa điều kiện

, thỏa điều kiện

Bảng định thông số hình học của bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Trong đó: (N.mm)

(N)

(N)

PHẦN III: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC BẰNG PHƯƠNG PHÁP NGÂM DẦU

Bộ truyền Vật liệu Giới hạn bền kéo Độ nhớt khi có vận

12,5(m/s) Dầu Tuabin (TOCT

5-32 - 53) 57

12,5(m/s)

5-Dầu Tuabin (TOCT

32 - 53) 57

thỏa điền kiện bôi trơn

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

Khoảng cách giữa các CT quay: k1 = 12mm

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 12mm

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt mút của chi tiết quay: k3 = 15mm

Chiều cao của nắp và đầu bulong: hn=18mm

Bề rộng bánh răng cấp chậm: b1 = 50mm

Bề rộng bánh răng cấp nhanh: b2 = 35mm

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của Ct quay ngoài hôp: I4 = 15mm

c, Chiều dài mayơ lắp các trục ( lớn hơn hoặc bằng bề rộng bánh răng)

lc33=0,5.(lm33+bo)+k3+hn= 70,5mm

e, Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

TRỤC I

+ ta có: (N) , (N) , (N)

, ,

+Ta có: theo Oyz

bảo toàn momen tại điểm A: 

bảo toàn lực theo phương y: 

+Theo Oxz:

bảo toàn momen tại điểm A: 

bảo toàn lực theo phương x: 

TRỤC II

+ Ta có: , (N) , (N) , (N) , (N)

, ,

+ Ta có: theo Oyz

bảo toàn momen đối với điểm C:

bảo toàn lực theo phương y:

Theo Oxz:

bảo toàn momen đối với điểm C:

bảo toàn lực theo phương x:

TRỤC III

Ta có: (N) , (N), , ,

Ta có: theo Oyz

bảo toàn momen đối với điểm E:

bảo toàn lực theo phương y:

theo Oxz:

bảo toàn momen đối với điểm E:

bảo toàn lực theo phương x:

f, tính momen tại các tiết diện nguy hiểm:

Momenuốn ()

Momenuốn tổng()

Momentươngđương()

Đườngkính đoạntrục( )

Momenuốn ()

Momenuốn tổng()

Momentươngđương()

Đườngkính đoạntrục( )

Chi tiết

thứ I trên

trục k

Momenuốn ()

Momenuốn ()

Momenuốn tổng()

Momentươngđương()

Đườngkính đoạntrục( )

g, Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

+ hệ số an toàn tính theo công thức sau: (Công thức trang 120 TKCTM)

+ Hệ số an toàn xét riêng US pháp: (Công thức trang 120 TKCTM)

+ : Hệ số an toàn xét riêng US tiếp: (Công thức trang 120 TKCTM)

+ Giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kì đối xứng:

+Trị số W , Wo khi trục có 1 rãnh then :(chọn ở bảng 7-3b trang 122 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm)

Tiết diện Đường kính trục

khi uốn Kϭ = 1.63(N/), Khi xoắn Kτ = 1.5(N/)

+hệ số tập trung ứng suất thực tế ở tiết diện 1-1 tại cung lượn của trục : (chọn ở bảng 7-9 trang

127 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm)

khi uốn Kϭ = 1.32(N/) , Khi xoắn Kτ = 1.1(N/)

+Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện US uốn () US xoắn () Hệ số an toàn

US tiếp()

Hệ số an toàn

US pháp()

Hệ số an toàn(n)

g, kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Thép 45 thường hóa có: giới hạn bền chảy (N/), [σ] = 240

Công thức kiểm nghiệm : =

Cả 3 trục đều thỏa mãn điều kiện quá tải

3 Tính mối ghép then (then bằng)

+ Chọn thép 45 và loại then bằng, tra bảng 7.20 và 7.21 có:

+ Kiểm nghiệm về độ về của then:

PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC Trục I

Đ/K bi = 16,67(mm); Khả năng tải động C = 29,2(KN); Khả năng tải tĩnh Co = 20,8(KN)

2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

+ Tiến hành cho ổ 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn: H/s vòng quay V = 1 (Vì vòng trong quay)H/s tải hướng tâm X = 1 (Vì chỉ chịu lực hướng tâm)

+ Tính tải trọng động quy ước : ( công thức 11.3)

Bảng (11.3) hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng kđ = 1,2 ( vì tải rung động nhẹ )

Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 ( vì nhiệt độ t <<̲ 100°C)

3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Đ/K bi = 19,05(mm); Khả năng tải động C = 37,2(KN); Khả năng tải tĩnh Co = 27,2(KN)

2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

+ Tiến hành cho ổ 2 vì ổ này chịu tải lớn hơn: H/s vòng quay V = 1 (Vì vòng trong quay)H/s tải hướng tâm X = 1 (Vì chỉ chịu lực hướng tâm)

+ Tính tải trọng động quy ước : ( công thức 11.3)

Bảng (11.3) hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng kđ = 1,2 ( vì tải rung động nhẹ )

Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 ( vì nhiệt độ t <<̲ 100°C)

Vì Fa = 0 nên: Q = X.V. kt.kđ = 3574,94 (N)

+ Tính khả năng tải động :

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng

Vì ổ bi nên(m=3) nên

Kiểm tra điều kiện : < C (thỏa); d = d ngõng trục (thỏa)

3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Đ/K bi = 17,46(mm); Khả năng tải động C = 37,8(KN); Khả năng tải tĩnh Co = 26,7(KN)

2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

+ Tiến hành cho ổ 1 hay 2 đều như nhau vì 2 ổ chịu tải bằng nhau : H/s vòng quay V = 1 (Vì vòng trong quay)

H/s tải hướng tâm X = 1 (Vì chỉ chịu lực hướng tâm)

+ Tính tải trọng động quy ước : ( công thức 11.3)