Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy-Thiết Kế Hộp Giãm Tốc.docx

Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2011 1SVTH Trần Đăng GVHD PGS TS Nguyễn Hữu LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trong công cuộc cô[.]

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọngtrong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính làlàm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước pháttriển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật mộtcách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước

đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mìnhvào đó Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua

đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêunghề cho mỗi sinh viên Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đốivới những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụngphần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trongnhững môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy

PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa Sự giúp đỡ của các thầy cô là

nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gianlao vất vả

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phảinhững thiếu xót, sai lầm Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô Em xinchân thành cảm ơn

Sinh viên thực hiện

Trần Đăng Khuê

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU 2

Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền 4

1.1 Tính toán chọn động cơ 4

1.2 Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải: 5

Phần hai: Tính toán bộ truyền đai: 7

2.1 Thông số ban đầu 7

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai: 7

Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 9

3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 9

3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm 15

Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu 23

Phần năm:Thiết kế trục 24

4.1 Thiết kế trục 1 24

4.2 Thiết kế trục 2 28

4.3 Thiết kế trục 3 32

Phần sáu: Kiểm nghiệm then 35

Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục 39

I – Trục đầu vào 1 39

II – Trục trung gian 2 41

III – Trục đầu ra 3 43

IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi 46

Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 47

Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép 50

TÀI LIỆU THAM KHẢO 53

1.1.1 Số liệu ban đầu:

Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:

- Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N

- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s

- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm

- Thời gian phục vụ: L = 7 năm

Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc

280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

1.1.2 Xác định công suất cần thiết của động cơ:

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;

Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;

 - hiệu suất truyền động

Hiệu suất truyền động:

với: K - hiệu suất nối trục đàn hồi ; 

ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn;  brc - hiệu suất 1 cặp bánh răngcôn;  brt - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng;  d

trên tra theo bảng 2.3.

- hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất

Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:

nSv = 60000 v

 D = 60000 1, 25 .400 = 59,68 vòng/phúttrong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;

D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm

Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp uh  12 ;

ud  4 , do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền:

Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:

2011

106 

2, 72

60, 42

2011Trục

  2  82 1018, 25  1018, 252  8.187, 52

Phần hai:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1 Thông số ban đầu:

- Công suất truyền đến: P  3,17 kW

- Số vòng quay: n dc  2900 vòng/phút

- Tỉ số truyền: u  4

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai:

Bước 1 Chọn tiết diện đai:

Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).

Bước 2 Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1  125 mm

max

Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l  2000 mm

Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i  v  18, 98  9, 49 <10

z

2011với :

H

2011

Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Các thông số ban đầu

 Công suất đầu vào: P1  2, 98 kW

 Moment xoắn: T1 = 39253,79 NNN

 Số vòng quay: n1 = 725 vòng/ eℎút

 Tỉ số truyền: uh = 4

 Thời gian phục vụ: 7 năm

 Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)

 Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0.83T

t1 = 12 s, t2 = 60s

1) Chọn vật liệu:

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,

F lim H lim0 : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu

kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2:  o

F lim

2  1, 8  255  459 (MPa)

K Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy K Fc  1 (tải trong đặt một phía)



m H , m F : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB  350 lấy:

m H  6; m F  6 NFO , N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

n , t : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

3) Xách định chiều dài côn ngoài:

Theo công thức 6.52a ta có:

T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79 N.mm)

K be : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy K be  0, 285

K : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra

z2 2



2011

242  962z2  z212

1H2.T K u2 10,85.b.d m12 .u

4  

3

4 1, 713

zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z m  274MPa 3

z :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức z 

Ở đây  là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:

2011răng K H   1,15

2011

dm1.(u 1)u

51,12  (4  1) 4

2  39253, 79 1, 25 42 10,85 35 51,122  4

K H  1

K H : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy

K HV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63

K HV  1



v H b.d m1 2T K K

bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8  là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì  H

 0, 006 g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch

bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì

F

2011

dm1.(u 1)u51,12  (4  1)4

Kqt

1, 4

Với K F  là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo

bảng 6.21 ta được K F  1, 24 , KF là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng

K F  1 , K Fv là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:

7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

Theo công thức 6.48 ta có: Hmax  H  [H ]max

với:  H  480, 77 MPa ; K qt  1, 4

 H max  480, 77   526,66MPa  [s H ]max  1260 MPa

Theo công thức 6.49 ta có: Fmax   F Kqt  [F ]max

  F max1   F1 K qt  77, 931, 4 

 F max 2   F 2 K qt  80, 981, 4  113, 37MPa  [  F 2 ]max

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn

8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:

Chiều dài côn ngoài Re  123, 69mm

Modul vòng ngoài mte  2, 5  mm 

Chiều rộng vành răng bw  35  mm 

Góc nghiêng của răng b  00

Số răng của các bánh răng z1  24 ; z2  96

Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng x1  0, 39 ; x2   0, 39

Đường kính chia ngoài :

Chiều cao đầu răng ngoài : h ae h ae1  (h te  x n1 cos b).m te  (1  0, 39 1)  2, 5  3, 475

dae1  de1  2.hae1.cos 1  66, 74 mm

dae2  de2  2.hae2.cos2  240, 74 mm

Các thông số ban đầu

 Công suất đầu vào: P1  2,86 kW

 Moment xoắn: T2 = 150692,41 NNN

 Số vòng quay: n1 = 181.25 vòng/ eℎút

 Tỉ số truyền: uh = 3

 Thời gian phục vụ: 7 năm

 Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)

 Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0.83T

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có

F lim H lim0 : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu

kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2: o

K Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy KFc 1 (tải trong đặt một phía)

K HL , K FL : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4

N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

 T  

2 2 2

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, n i , t i : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:

N HE1 

60 1181,25 31360 (13  1  0,833  5)  2,19.108  N

HO1  K Hl2  1

N HE 2 

60 1 60, 42  31360  (13  1  0,833  5)  7, 3.107  N

FO1  K Fl2  1

N FE 2 

60 1 60, 42  31360  (16  1  0, 836  5 )  5.107  N

H H

b

2011

T2 .kH  3

 2

H u 2ba

3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền :

Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a

+ T2 : Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc, T2 = 150692,41 NNN

+   Ứng suất tiếp xúc cho phép ,    527, 27 MPa1/3

+   0,3 tra theo bảng 6.6

 

150692, 411, 033

Chọn sơ bộ   100, do đó cos( )  cos(100 )  0,9848 , theo công thức 6.19 ta xác định

được số răng bánh nhỏ: z  2  a  c os(  )

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

  z .z z

Trong đó :

H M H 

b b

2011

2.cos bsin(2.tw )

2.cos(13, 27)sin(2.20, 57)

1

 1, 6941

dw1.(u 1)u

+ z : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z  274 (MPA)1/3+ z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có

+ H : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được  H 0, 002

+ g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy g0  47 theo bảng 6.16

+ v : Vận tốc vòng v   d w1 n1  3,14  82, 5 181, 25  0, 78 (m/s) Theo bảng 6.13 ta chọn

2011cấp chính xác cho bộ truyền là 9.

vH  0, 002 47  0, 78  82,5 4  0, 673

2011

2150692, 411, 07 (3 1)49,5 382, 52

Vậy ta có: K HV 

1

0, 67  49,582,52150692, 411,031,

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 ta có:   2 T1  K F Y  Y  Y F 1

 0, 59 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với    1, 694 )

+ Y  1  

0140

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y  1  14,14140 0 =0,899

2011+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F  K F K F K FV

Ở đây:

1, 4

+ K F : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về

uốn ,theo bảng 6.7 ta được K F   1, 09

+ K F  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Theo công thức 6.48 ta có:  Hmax   H   [ H ]max

95  485 MPA  [ H ]max  1260  MPa 

F max  F .kqt  [F ]maxSuy ra: Fmax1 = F1.kqt = 72,37  1,4 = 101,32(MPA) < F1max

Y

góc nghiêng của răng   1408’ 28’

Số răng của bánh răng z1  32 ; z2  96

Phần bốn:

KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ :

- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu

- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng h r và tối thiểu là 10mm

- Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1 R mỗi bánh răng.

3

- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: h max  hmin  10 15mm .

1 - Xét bánh răng côn bị dẫn:

 Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm

 Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm

Như vậy H min  92, 87 (mm )

 Giới hạn chảy: ch =340 MPa

 Ứng suất xoắn cho phép: [v] = 15 ÷ 30 MPa

Bước 2 Chọn sơ bộ đường kính

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: d 

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: d1 = 24 NN

Bước 3 Chiều rộng ổ lăn

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2

sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189 Trục 1: b1 =

17 NN

Bước 4 Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục

Ta có: b13 = 35 NN bề rộng răng bánh răng côn

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 1 Từ hình vẽ này ta có các kíchthước của trục 1 như sau:

1

 k1 = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn k1 = 10.

 k2 = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp Chọn k2 = 10

 lm13  35mm : chiều dài mayo bánh răng dẫn.

 lm12   1, 2 1, 5  d1  1, 5  24  36 mm

 l12  0.5  lm12  k3  hn  0.5  b1  0, 5  36  15  17  0, 5 17  58, 5mm

Chọn l12  60 mm Trong đó:

 k3 = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

 ℎn = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Bước 5 Tính toán lực tác dụng lên các trục

Các lực tác dụng lên bánh răng côn dẫn là:

135o

2

)  572

N

X X

150692, 413

 Giới hạn chảy: ch =340 MPa

 Ứng suất xoắn cho phép: [v] = 15 ÷ 30 MPa

Bước 2 Chọn sơ bộ đường kính

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:

d  3 T2

2 0.2 

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: d2 = 34 NN

Bước 3 Chiều rộng ổ lăn

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2

sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189 Ta có: b2 = 21

NN

Bước 4 Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục

Ta có: b13 = 35 NN bề rộng răng bánh răng côn

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 2 Từ hình vẽ này ta có các kíchthước của trục 2 như sau:

2

 k1 = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn k1 = 10.

 k2 = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp Chọn k2 = 10

 lm22  1, 5  d2  51mm : chiều dài mayo bánh răng trụ dẫn.

 lm23  1, 4  d1  1, 4  34  47, 6 mm : chiều dài mayo bánh côn bị dẫn.

 l21  lm22  lm23  3k1  2k2  b2  51  47, 6  3 10  2 10  21  169, 6mm

Chọn l21  170 mm

Bước 5 Tính toán lực tác dụng lên các trục:

Các lực tác dụng lên bánh răng côn bị dẫn là:

 Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: d A2  25 mm ; d B 2  30 mm ; d C 2  32mm

; d D 2  25 mm ;

 Giới hạn chảy: ch =340 MPa

 Ứng suất xoắn cho phép: [v] = 15 ÷ 30 MPa

Bước 2 Chọn sơ bộ đường kính

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:

d  3 T3

3 0.2  

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: d3 = 45 NN

Bước 3 Chiều rộng ổ lăn

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách

“Tính toán Thiết kế hệ dẫn động-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” Ta có: b3 = 25 NN

Bước 4 Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 3

 l32  lc32  0, 5   lm32  b3   k3  hn  0, 5  99  25   15 17  94

3