Đồ án thiết kế hộp giảm tốc dẫn động xích tải

Thiết kế hộp giảm tốc dẫn động xích tải hai cấp đồng trục có kèm bản vẽ chi tiết . Máy công cụ đã được phát minh ra từ đầu thế kỉ 18, chính thức đưa nhân loại bước vào thời kỳ kim khí (các máy chạy bằng hơi nước). Đồng thời mở ra thời đại gia công độ chính xác cao bằng pittong và xi lanh. Và với sự phát minh ra máy tính ở thế kỷ 20, việc điều khiển tự động hóa máy công cụ có thêm bước tiến mới (robot hóa).

Mục Lục

PHẦN I : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ 5

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống 5

1.1.2 Tính toán công suất cần thiết 5

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 5

1.1.4 Chọn dộng cơ điện 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

1.3 Bảng đặc tính 6

1.3.1 Phân phối công suất trên các trục: 6

1.3.2 Tính số vòng quay trên trục 6

1.3.3 Tính moment xoắn trên các trục 7

1.3.4 Bảng đặc tính 7

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 8

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 8

2.1.1 Chọn loại đai và đường kính đai 8

2.1.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 8

2.1.3 Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục 8

2.1.4 Kiểm nghiệm góc ôm đai 9

2.1.5 Xác định số đai cần thiết 9

2.1.6 Xác định các kích thước chủ yếu của bộ truyền đai 10

2.1.7 Xác định các lực tác dụng lên trục 10

2.1.8 Ứng suất trong đai và tuổi thọ đai 10

2.1.9 Bảng thông số bộ truyền đai 11

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh rằng trụ răng nghiêng cấp chậm 12

2.2.1 Chọn vật liệu 12

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 12

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 14

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp 14

2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 15

2.2.6 Kiểm tra độ bền uốn 17

2.2.7 Bảng thông số và kích thước bộ truyền 20

2.3.1 Chọn vật liệu 20

2.3.2 Xác định ứng suất cho phép 20

2.3.3 Xác định khoảng cách trục 22

2.3.4 Xác định các thông số ăn khớp 23

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 23

2.3.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn 26

2.3.7 Bảng thông số và kích thước bộ truyền 28

2.4 Thiết kế trục 29

2.4.1 Chọn vật liệu 29

2.4.2 Tải trọng tác dụng lên trục 29

2.4.3 Tính sơ bộ trục 30

2.4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 31

2.4.5 Xác định đường kính vàc chiều dài các đoạn trục 34

2.5 Chọn và kiểm nghiệm then 39

2.5.1 Chọn then 39

2.5.2 Kiểm nghiệm then 40

2.5.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 41

2.5.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 44

2.6 Tính toán nối trục vòng đàn hồi 44

2.7 Tính toán ổ lăn 45

2.7.1 Trục I 45

2.7.3 Trục II 47

2.7.3 Trục III 49

PHẦN III : THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 51

3.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc 51

3.2 Các chi tiết liên quan đến kết cấu vỏ hộp 53

3.2.1 Chốt định vị 53

3.2.2 Nắp ổ 54

3.2.3 Cửa thăm 54

3.2.4 Nút thông hơi 54

3.2.5 Nút tháo dầu 55

3.2.6 Que thăm dầu 55

3.2.7 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc 55

3.2.8 Vòng móc 55

3.3 Các chi tiết phụ khác 55

3.3.1 Vòng phớt 55

3.3.2 Vòng chắn dầu 56

3.3.3 Tổng kết bulong 56

3.4 Dung sai lắp ghép 56

3.4.1 Dung sai ổ lăn 56

3.4.2 Lắp ghép bánh răng trên trục 57

3.4.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp 57

3.4.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục 57

3.4.5 Lắp chốt định vị 57

3.4.6 Lắp ghép then 57

3.4.7 Bảng dung sai lắp ghép 57

KẾT LUẬN 59

TÀI LIỆU THAM KHẢO 60

LỜI NÓI ĐẦU

Máy công cụ đã được phát minh ra từ đầu thế kỉ 18, chính thức đưa nhân loại bướcvào thời kỳ kim khí (các máy chạy bằng hơi nước) Đồng thời mở ra thời đại gia công

độ chính xác cao bằng pittong và xi lanh Và với sự phát minh ra máy tính ở thế kỷ 20,việc điều khiển tự động hóa máy công cụ có thêm bước tiến mới (robot hóa)

Kỹ thuật cơ khí – trụ cột của mọi nền kinh tế Kỹ thuật cơ khí bao trùm một lĩnh vựclớn, ứng dụng các nguyên lý cơ bản về toán học, vật lý để tạo ra các máy móc và thiết

bị hoặc các vật dụng hữu ích Kỹ thuật cơ khí áp dụng các nguyên lý nhiệt động lựchọc, định luật bảo toàn khối lượng, năng lượng để phân tích các hệ vật lý tĩnh và động,phục vụ cho việc thiết kế, chế tạo các sản phẩm trong mọi lĩnh vực như ô tô, máy bay,tàu thủy, các hệ thống gia nhiệt và làm lạnh, đồ dùng gia đình, máy móc và thiết bị sảnxuất, vũ khí, các hệ thống sản xuất hóa chất, dầu khí, xi măng,vv Có thể nói kỹ thuật

cơ khí len lỏi vào mọi ngõ ngách của cuộc sống hiện đại

Việc chế tạo ra những máy công cụ để gia công các chi tiết, các sản phẩm mang độchính xác cao thì việc thiết kế cùng là điều hết sức quan trọng Vì khi làm công việcnày người kĩ sư phải trải qua một khoảng thời gian để không chỉ thiết kế máy làm việctheo đúng mong muốn mà còn phải quan tâm đến nhiều yếu tố yêu cầu như đảm bảocho máy về độ bền, độ cứng, khả năng chịu nhiệt, dao động, tiếng ồn, độ tin cậy củamáy Ngoài ra các vấn đề liên quan đến vật liệu, bảo dưỡng, vận hành, tính thẩm mỹhay độ an toàn của máy cũng là một bài toán đòi hỏi không ít sự đầu tư của người thiếtkế

Sau khi đã được trang bị đủ các kiến thức cần thiết từ các môn học: chi tiết máy, sứcbền vật liệu, cơ lưu chất, vẽ cơ khí,….Em đã đủ tự tin để bước vào và hoàn thànhnhiệm vụ trong môn Đồ án thiết kế Môn học cho em và các bạn có cơ hội tiếp xúc,tìm hiểu và đi sâu vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp

em nắm rõ những kiến thức và học thêm rất nhiều phương án làm việc khi thực hiệnthiết kế máy

Trong khi thực hiện đồ án, em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Huy Hoàng cũngnhư các thầy cô khác và các bạn cùng học môn đồ án thiết kế đã tận tình giúp đỡ, giảiđáp các thắc mắc, chỉ ra cho em những lỗi sai dù nhỏ nhất Sự giúp đỡ của thầy đã vàcác bạn là nguồn lực lớn lao cổ vũ cho em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gianlao vất vả

Trong quá trình hoàn thành bài tập này ,mặc dù đã có những cố gắng và chuẩn bị chuđáo nhưng vẫn không thể tránh khỏi những sai sót Em/mình sẽ rất vui lòng nhận đượcnhững phản hồi, những ý kiến đóng góp, phê bình của thầy cùng các bạn

Sinh viên thực hiện

PHẦN I : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống.

- Hiệu suất truyền động :

η=η đ × η br 1 ×η br 2 ×η kn × η ol4 ( công thức 2.9 – tr.19 – [1] )

+ Trong đó : η đ=0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai

η br 1=0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

η br 2=0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

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

η ol=0,99 : Hiệu suất ổ lăn

=> η=0,95 ×0,96 × 0,96× 0,99 ×0,994=0,8326

1.1.2 Tính toán công suất cần thiết.

- Công suất tính toán :

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

- Số vòng quay trên trục xích tải : n lv=30 vg/ ph

- Chọn tỉ số truyền cho hệ thống :

u sb=uh ×u đ=9× 3=27

Với :

u h=9 :tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (8÷40)

u đ=3 :tỷ số truyền của bộ truyền đai (2÷4)

-Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

-Tra bảng P1.3 tài liệu [1] chọn động cơ 4A132S6Y3:

{

¿960(vòng/ phút)

1.2 Phân phối tỉ số truyền.

- Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động :

u ch=n đc

n lv=

960

30 =32

- Chọn tỷ số truyền cho hộp giảm tốc hai cấp đồng trục :

u h=9 →u1=u2=3(u1,u2 là tỷ số truyền cấp nhanh, cấp chậm hộp giảm tốc)-Tỷ số truyền bộ truyền đai:

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Chọn loại đai và đường kính đai.

- Theo hình 4.1 – tr.59 – [1] đối với động cơ có công suất P dc=6,0052 kW và

n dc=960(vòng / phút ) , ta chọn loại đai thang thường B có : b t=14 mm , b=17 mm , h = 10,5 mm , y o=4 mm , A = 138 m m2 , 140<d1<280 mm , chiều dài l giới hạn : 800 < l <

- Theo tiêu chuẩn chọn d1=160 mm

- Kiểm nghiệm vận tốc đai :

=> Theo tiêu chuẩn chọn d2=560 mm

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai thực :

u đ '

= d2

d1(1−ε)=

560160(1−0,01)=3,54

2.1.3 Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục.

- Chiều dài đai :

- Theo tiêu chuẩn chọn L = 2500 mm

- Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s :

i= v

L(công thức 4.5−tr 54−[1])

=> Khoảng cách trục a vẫn nằm trong giới hạn cho phép.

2.1.4 Kiểm nghiệm góc ôm đai.

+ Trong đó : F v=qm v2=0,178 × 8,04252=11,51 N : lực căng do lực li tâm gây ra.

q m : là khối lượng trên 1 mét chiều dài đai

2.1.8 Ứng suất trong đai và tuổi thọ đai.

- Ứng suất lớn nhất trong đai :

Đường kính ngoài bánh đai nhỏ d a 1, mm 168,4

Đường kính ngoài bánh đai lớn d a 2, mm 568,4

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh rằng trụ răng nghiêng cấp

chậm.

2.2.1 Chọn vật liệu.

- Do hộp giảm tốc có công suất trung bình nên chọn vật liệu nhóm I ( có độ rắn HB ≤

350 ), đồng thời để tăng khả năng mòn của răng nên nhiệt luyệt bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ 10 15 HB

- Theo bảng 6.1 – tr.92 – [1] , chọn thép 45X, phương pháp nhiệt luyện : Tôi cải thiện:+Bánh chủ động :

{

σ ch 1=650 MPa

+Bánhbị động :

{

- Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[

]

+ Với σ Hlim ° =2 HB +70 : ứng suất tiếp xúc cho phép ( tra bảng 6.2 – tr.94 – [1] )

- Ứng suất uốn cho phép :

[

]

o Bánh chủ động: σ0F lim 1=1,8 ×250=450 (MPa)

o Bánh bị động: σ0

F lim 2=1,8 ×235=423(MPa)

o Hệ số an toàn khi tính về uốn : S F=1,75

o Hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải :K FC=1 do tải quay 1 chiều

+ Với K a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc của bộ truyền bánh răng phải thỏa mãn điều kiện sau :

σ H=Z M Z H Z ε

√

+ Với Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

=> Tra bảng 6.5 – [1] => Z M=274 MP a1 /3

+ Z H: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H=

√

+ B b: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

tg B b=cos at tgβ

+ Theo bảng 6.11 – [1] , đối với bánh răng không tinh chỉnh

¿>a t=atw=arctag

(

)

(

)

[ σ H]cx=[σH ]Z V Z R K xH=540,55× 1× 0,95 ×1=513,52 MPa

=> σ H<[σ H]cx

=> Cặp bánh răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

2.2.6 Kiểm tra độ bền uốn.

- Xét điều kiện độ bền uốn theo công thức 6.43 + 6.44 – [1] :

+ K Fβ : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính uốn , tra bảng 6.7 => K Fβ=1,17

+ K Fv : là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

=> Cặp bánh răng thỏa mãn về độ bền uốn.

2.2.7 Bảng thông số và kích thước bộ truyền.

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp

nhanh.

2.3.1 Chọn vật liệu.

- Do hộp giảm tốc có công suất trung bình nên chọn vật liệu nhóm I ( có độ rắn HB ≤

350 ), đồng thời để tăng khả năng mòn của răng nên nhiệt luyệt bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ 10 15 HB

- Theo bảng 6.1 – tr.92 – [1] , chọn thép 45X, phương pháp nhiệt luyện : Tôi cải thiện:+Bánh chủ động :

{

- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn :

N FO=4 ×106(chu kỳ ) đối với tất cả loại thép

N HE 2>N H 02và

{

N FE 2>N F 02

=> K HL1=K HL2=KFL1=K FL2=1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[

]

- Ứng suất uốn cho phép :

[

]

o Bánh chủ động: σ0

F lim 1=1,8 ×250=450 (MPa)

o Bánh bị động: σ0

F lim 2=1,8 ×235=423(MPa)

o Hệ số an toàn khi tính về uốn : S F=1,75

o Hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải :K FC=1 do tải quay 1 chiều

- Vì đây là hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nên aw1=aw2=225 mm

- Hệ số ψ ba đối với cặp bánh răng cấp nhanh sẽ nhỏ hơn 20 30% so với cặp bánh răngcấp chậm nên

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc của bộ truyền bánh răng phải thỏa mãn điều kiện sau :

σ H=Z M Z H Z ε

√

+ Với Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

=> Tra bảng 6.5 – [1] => Z M=274 MP a1 /3

+ Z H: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H=

√

+ B b: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

tg B b=cosat tgβ

+ Theo bảng 6.11 – [1] , đối với bánh răng không tinh chỉnh

¿>a t=atw=arctag

(

)

(

)

 δ H : hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp , tra bảng 6.15 – [1]

đó :

[ σ H]cx=[σH ]Z V Z R K xH=540,55× 1× 0,95 ×1=513,52 MPa

=> σ H<[σ H]cx

=> Cặp bánh răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

2.3.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

- Xét điều kiện độ bền uốn theo công thức 6.43 + 6.44 – [1] :

o z v 2= z2

Co s3β=

111

Co s3(9,370) ¿115,56l ấ y z v 2=116 => Y F 2=3,6

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

K F=K Fα K Fβ K Fv (công thức 6.45 – [1] )+ K Fα : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 – [1] => K Fα=1,37

+ K Fβ : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính uốn , tra bảng 6.7 => K Fβ=1,08

+ K Fv : là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

=> Cặp bánh răng thỏa mãn về độ bền uốn.

2.3.7 Bảng thông số và kích thước bộ truyền.

+ Trong đó : T (Nmm) - moment xoắn đối với từng trục

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép , đối với thép 45

- k2=10 (mm): Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.

- k3=10 (mm): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- h n=38 (mm): chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

- Sơ đồ tính toán khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục :

Sơ đồ tương quan giữa các trục

2.4.5.1 Trục I.

- Ta có :

+ F đ=1424,1948 N ; + F t 1=3551 N ; + F r 1=1310 N

+ F a 1=586 N ; + d1=112,5 mm

- Tra bảng 10.15 – [1] với d I=35 mm => [σ]=63 MPa

- Moment uốn tương đương :

{

∑ F x=0⇔ F xD−FxC+F t 2−F t 3=0

=>

{

F xC=395,95 N

- Tra bảng 10.15 – [1] với d II=50 mm => [σ]=50 MPa

- Moment uốn tương đương :

- Moment uốn tương đương :

- Chọn then bằng cho các trục và vật liệu làm then là thép 45

- Ứng suất cắt cho phép [τC] = 40…60 MPa do va đập nhẹ ứng suất bị giảm đi 1/3 lần ,chọn [τC] = 60 MPa

- Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 MPa do va đập nhẹ.d] = 100 MPa do va đập nhẹ

- Dựa vào bảng 9.1 – [1] , chọn các thông số then bằng:

Trục III-34 60 18 11 7 4

2.5.2 Kiểm nghiệm then

- Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt :

[σ d] - Ứng suất dập cho phép , tra b.9.5 – [1] => [σ¿¿d ]=100 MPa¿

[

]

[

]

- Bảng tính toán

cắt

Đườngkính

- Ta thấy tại tiết diện trục III không thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

=> Sử dụng hai then đặt cách nhau 180°

=> Mỗi then chịu 0,75T

¿>

{

τ d III−32=21,75 MPa ;τd III −34=22,1 MPa

=> Thỏa mãn điều kiện

2.5.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

- Kết cấu trục thỏa mãn được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau :

+ σ b=600 ( MPa) : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa

+ σ aj , σ mj , τ aj , τ mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j :

+ Với Wj,W0j là moment cản uốn và moment cản xoắn, T là moment xoắn

- Vậy ta có tại các tiết diện nguy hiểm nhất thì s > [s]

=> Trục thỏa mãn điều kiện mỏi

2.5.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

- Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá trình tải đột ngột(chẳng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm có dạng :

2.6 Tính toán nối trục vòng đàn hồi

- Tra bảng 16 – 10a – [1] : kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi với

- Với : k – Hệ số chế độ làm việc , tra bảng 16 – 1 –[1] => k = 1,5

[

]

¿>σ d=2.1,5 1623978

8.200 24 44 =2,88<[σd]

=> Vòng đàn hồi thỏa mãn điều kiện bền dập

- Điều kiện sức bền của chốt :