ĐỒ ÁN MÔ HÌNH THIẾT KẾ MÁY

Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng cảu các chi tiết cơ bản như ổ lăn, bánh răng… Thêm vào đó, trong quá trì

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

I Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1)Chọn động cơ 3

2)Phân phối tỷ số truyền 3

II Tính toán thiết kế các chi tiết máy 1)Thiết kế bộ truyền xích 5

2)Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 10

3)Thiết kế bộ truyền bánh răng tru răng thẳng 17

4)Thiết kế trục 21

5)Tính toán chọn ổ lăn 35

6)Tính toán khớp nối 40

7)Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 41

8)Các chi tiết phụ 42

9)Bảng dung sai và lắp ghép 44

Tài liệu tham khảo 45

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp nhứng hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng một vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế máy giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong môn Thiết kế máy, Vẽ kĩ thuật cơ khí… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng cảu các chi tiết cơ bản như ổ lăn, bánh răng… Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần đối với một kỹ sư về cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy PHAN ĐÌNH HUẤN đã giúp đỡ em rất nhiều trong qua trình thực hiện Đồ án này.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó sai sót là điều không thể tránh khỏi Em mong nhận được góp ý của thầy cố và các bạn để

Đồ án này hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện TRẦN HIẾU NGHĨA

I. Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền:

1) Công suất động cơ:

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

η

= t ct

P P

Trong đó:

ct

P : công suất cần thiết trên trục động cơ, kW

t

P : công suất tính toán trên trục máy công tác, kW

η : hiệu suất truyền động

Vì tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb =1500vg ph /

Với điều kiện P ñc ≥P ct và n ñc ≈n sb suy ra chọn động cơ DK.62-4 có

10

1460 /

ñc ñc

2) Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

u : tỷ số truyền của bộ truyền xích

Đặt u h = ×u u là tỷ số truyền của hộp giảm tốc và được chọn theo 1 2

tiêu chuẩn

Ta có:

1460

25,1758

be be

K

⇒ λk k c3 =13,2 1,1× 3=17,56

Theo hình 3.21, tài liệu [1], với u h =12 tìm được u1=3,5

Do đó tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm là:

2 1

123,433,5

u u

Tỷ số truyền của bộ truyền xích là:

25,17

2,112

x h

u u u

• Xác định công suất, số vòng quay, moment trên các trục:+ Công suất:

1460

417 /3,5

u

2 3 2

417

122 /3,43

u

Bảng đặc tính kỹ thuật của bộ truyền:

Công suất P,KW 10 9,801 9,412 9,1315 8,41

Tỉ số truyền u 1 3,5 3,43 2,1

Số vòng quay n,v/ph 1460 1460 417 122 58 Mômen xoắn T,Nmm 65410,96 64109,28 215550,60 714801,84 1384750

II Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:

Chọn z2 =57 răng

Khi đó tính lại tỷ số truyền của bộ truyền xích là:

2 1

572,1127

x

z u z

K : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng

xích, ứng với khoảng cách trục điều chỉnh được

d) Kiểm tra số vòng quay tới hạn:

Ứng với bước xích p c =38,1mm tra bảng 5.8, tài liệu [1] ta có:

−+

Để bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường, khoảng cách

trục a được giảm một lượng ∆a

Tra bảng 5.9, tài liệu [1] chọn [ ]i =20

Vậy i=2,033<[ ]i =20⇒thỏa điều kiện cho phép.

+ Q=127kN : tải trọng phá hủy, tra bảng 5.2, tài liệu [1] đối với xích

con lăn một dãy

+ K ñ =1,2 : hệ số tải trọng động, ứng với chế độ làm việc trung bình.+ F t =4364,96N : lực vòng có ích.

+ F v =q : lực căng do lực ly tâm sinh rav2

Với q là khối lượng 1m xích, tra bảng 5.2, tài liệu [1] chọn q=5,5kg

⇒ F v =5,5 2,092× 2 =24,07N

+ F o =9,81K qa : lực căng do trọng lượng nhánh xích sinh ra f

Với K f =6 : hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích, ứng với bộ

×

s

[s] là hệ số an toàn cho phép, tra bảng 5.10, tài liệu [1] chọn [ ]s =8,5

Vì s=22,42>[ ]s =8,5 ⇒ thỏa điều kiện

ππ

ππ

z

+ Đường kính vòng đỉnh răng:

j) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện:

+ z1=27⇒K r =0,396 : hệ số ảnh hưởng số răng trên đĩa xích

+ E =2,1 10× 5MPa : modun đàn hồi

+ A=395mm : tra theo bảng 5.2, tài liệu [1]2

Chọn thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp

xúc cho phép σH = 600MPa , đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa

Vì vậy chọn vật liệu làm bánh xích 2 giống như bánh xích 1

Khi đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn:

[ ] [ ]

1 2

2) Thiết kế bộ truyền bánh răng côn:

2.1) Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính:

Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285

850

1 580

2.2) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

a) Theo bảng 6.2, tài liệu [1] , thép 45 tôi cải thiện HB180…350, ta

N K

N

=m F FO FL

FE

N K

Với c=1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

L thời gian làm việc tính bằng giờ h

Suy ra:

[ ] lim1 1 1

630 1

572,731,1

[ ] lim 2 2 2

590 1

536,361,1

Vậy ứng suất cho phép dùng để tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng là :

[ ] [σH = σH2] =536,36MPa

e) Ứng suất uốn cho phép:

[ ] lim

504 1 1

2881,75

[ ] lim 2 2

468 1 1

267,431,75

f) Ứng suất quá tải cho phép:

[ ]σH max =2,8σch =2,8 580 1624× = MPa

[ ]σF1 max =[σF2]max =0,8σch =0,8 580 464× = MPa 2.3) Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

a) Xác định chiều dài côn ngoài, đường kính chia ngoài:

Chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc

2 3

1

1

+ K R =0,5.K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng d

Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép thì

+ K be =0,25 : hệ số chiều rộng vành răng, ứng với u1=3,5 3>

+ K Hβ =1,105: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng, tra theo bảng 6.21, tài liệu [1]

+ T1= =T I 64109,28Nmm : moment xoắn trên trục bánh răng chủ

động

+ [ ]σ =H 536,36MPa

2,33827

tm

d m

943,4827

2

27

16,026 16 1'33,12''94

Đường kính trung bình của bánh răng nhỏ:

2 1

2 1

0,85 ε

+ Z M =274MPa : theo bảng 6.5, tài liệu [1].1/3

+ Z H =1,76: theo bảng 6.12, tài liệu [1], ứng với x t = +x1 x2 =0

Với K Hβ =1,105, theo bảng 6.21, tài liệu [1]

K Hα =1, ứng với bánh răng côn răng thẳng

Theo bảng 6.15, tài liệu [1], δ =H 0,004

Theo bảng 6.16, tài liệu [1], g o =47

.1

Với :

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn.

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

1

1

20,85

Với δ =F 0,011, theo bảng 6.15, tài liệu [1]

g o =47 , theo bảng 6.16, tài liệu [1]

T K K

Trong đó:

+ K Fα =1,16 theo bảng 6.14, tài liệu [1] ứng với cấp chính xác 7 và

T : hệ số quá tải, ứng với tải trọng tĩnh

⇒ σHmax =442,034 1 442,034× = MPa<[ ]σH max =1624MPa

σF max =σF K qt = MPa< σF max = MPa

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện quá tải

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

+ Chiều dài côn ngoài: R e =146,7mm

+ Modun vòng ngoài: m te =3mm

o o

o o

δ δ

+ Chiều cao răng ngoài: h e =6,6mm

+ Chiều cao đầu răng ngoài: h ae1=4,059mm , h ae2 =1,941mm

+ Chiều cao chân răng ngoài: h fe1=2,541mm , h fe2 =4,659mm

+ Đường kính đỉnh răng ngoài: d ae1=88,802mm , d ae2 =283,072mm

3) Thiết kế bánh răng trụ răng thẳng:

3.1) Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285

850

580

3.2) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Chọn giống như cặp bánh răng côn:

[ ]σF1 max =[σF2]max =464MPa

3.3) Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

Theo tiêu chuẩn chọn modun m=3mm

Số răng trên bánh răng chủ động z :1

1

933,4427

d) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện :

( 2 ) [ ]

2

w 2 w1

2 1

.ε

+ Z M =274MPa : theo bảng 6.5, tài liệu [1] : hệ số kể đến cơ tính 1/3

vật liệu của các bánh răng ăn khớp

+ Z H =1,76: hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc,

theo bảng 6.12,tài liệu [1]

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn.

e) Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

Công thức kiểm nghiệm:

1

76,74 3,6035

73,553,76

So sánh:

[ ]

1 76,74 1 288

[ ]

2 73,55 2 267,43

⇒ Thỏa mãn điều kiện bền uốn

f) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

σF max =σF K qt = MPa< σF max = MPa

⇒ Thỏa mãn điều kiện quá tải

g) Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

h) Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

Khi vận tốc v 12,5 /≤ m s bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng

cách ngâm dầu Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chiều cao răng bánh răng côn lớn nhưng phải lớn hơn hoặc bằng 10mm đồng thời mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 bán kính bánh răng trụ lớn

Điều kiện kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu được thể hiện trong bản vẽlắp

+ Trục 1 có [ ] 1

64109,28

25,2120

+ K3=15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.

+ h n =18mm : chiều cao nắp ổ và đầu bulong.

+ l m22 =1,4d2 =1,4 55 77× = mm : chiều dài moayơ bánh răng trụ

R

Trong đó:

+ R e =146,7mm : chiều dài côn ngoài.

+ h ae2 =1,941mm : chiều cao đầu răng ngoài bánh răng côn lớn.

4.4) Trị số các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục:

a) Do bộ truyền bánh răng côn gây ra:

+ Lực vòng có ích:

632,86117,875 632,86 6441,83

13 12

11 10

x y

z O

B A

z O

215550,60Nmm

273601,17Nmm 332756,51Nmm

Moment uốn tổng M j được xác định theo công thức:

ψ =

0τ

+ Trên trục 1: các tiết diện 10 ( khớp nối), 11 và 12 ( lắp ổ lăn), 13

Chọn kiểu lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng,

bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước then, trị số moment cản uốn, moment cản xoắn ứng với

các tiết diện trục được cho trong bảng sau:

Tiết diện Đường kính trục b h× t1 W mm( 3) W mm o( 3)

then căng then căng

Kết quả trong bảng trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục

đều đảm bảo độ an toàn về mỏi

4.7) Tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục:

Điều kiện dập và điều kiện cắt:

1

2

t

T

d l b

Với l t =(0,8 0,9)l với m l là chiều dài moayơ m

Kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục được thể

Do đó thời gian làm việc tính bằng giờ là:

c) Kiểm nghiệm khả năng tải động:

+ Lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:

d) Vì tải trọng tĩnh nên K ñ =1: bảng 11.3, tài liệu [1].

Vòng trong quay nên V =1

Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ K t =1

C =Q L với ổ đũa côn thì m =10 / 3

Chọn ổ đũa côn, sơ đồ lắp chữ O

Sơ đồ bố trí tải trọng như hình vẽ:

c) Kiểm nghiệm khả năng tải động:

+ Lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:

Vòng trong quay nên V =1

Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ K t =1

C =Q L với ổ đũa côn thì m=10 / 3

⇒C tt =4593,20 10× −3×10/3840,672 34,63= kN

So sánh với điều kiện

Trên trục 3 không có lực dọc trục, chọn kiểu ổ lăn là ổ bi đỡ 1 dãy

Sơ đồ tải trọng như hình vẽ:

Vòng trong quay nên V =1

Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ K t =1

Chọn loại khớp nối là nối trục vòng đàn hồi.

Moment xoắn tính toán:

Suy ra thỏa điều kiện sức bền dập.

Kiểm nghiệm sức bền của chốt:

0 3 0

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc kiểu đúc

Vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Tên gọi Trị số Chiều dày:

M18 M14 M12

M8

M8 M10 M8 Mặt bích ghép nắp va thân:

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp và thân K3

18mm 18mm 40,6mm

Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2:

Trục 1 Trục 2 Trục 3

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong của hộp Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp

Kích thước chốt định vị được lựa chọn như sau:

A B A 1 B 1 C K R Vít Số

A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

8.4) Nút tháo dầu:

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn ( do bụi bặm, hạt mài…), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Các kích thước của nút tháo dầu được cho trong bảng sau:

d b m f L c q D S D o

M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

9) Bảng dung sai và lắp ghép:

Trục Vị trí lắp ghép Kiểu lắp

Sai lệch giới hạn (mm) Sai lệch

giới hạn kiểu lắp (mm)

+0,002 +0,015+0,002

Ổ lăn – vỏ hộp φ 72H7 +0,030

+0,000 +0,030+0,000 Trục – bạc lót φ25H8/h8 +0,033

+0,000

+0,033 +0,000

Ổ lăn – vỏ hộp φ 80H7 +0,030

+0,000 +0,030+0,000 Trục – bánh

+0,028 +0,021 Trục – bánh

+0,000 +0,018+0,002 +0,023+0,018

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,

tập 1 & 2, NXB Giáo Dục.

[2] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB Đại học Quốc Gia

Tp.HCM.

[3] Vũ Tiến Đạt, Vẽ cơ khí, NXB Đại học Quốc Gia Tp.HCM.

[4] Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục