ĐỒ ÁN THANH

Phần thuyết minh: Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm: - Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên cáctrục.. Thiết kế ra chi tiết máy và bộ phận

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ -

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề

số:-01-HỌ VÀ TÊN SINH VIÊN: Nguyễn Hữu Thanh LỚP:ĐHLTCK4A2 HN.

KHÓA: 04 KHOA: CƠ KHÍ.

GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN: Đỗ Thị Minh Thanh

NỘI DUNG

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

1 Động cơ 3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ

răng nghiêng

4 Bộ truyền xích

2 Nối trục đàn

hồi

5 Băng tải làmviệc một chiều

Các số liệu cho trước:

1

v F 2

1

3 4

1 Lực kéo băng tải: F = 5750 N

2 Vận tốc băng tải: v = 0,38 m/s

3 Đường kính tang: D = 420 mm

4 Thời hạn phục vụ: lh= 16000.giờ

5 Số ca làm việc:Số ca =02 ca/ngày (8h/ca;300 ngày/năm)

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: =30o

7 Đặc tính làm việc: va đập vừa

Yêu cầu thực hiện:

I Phần thuyết minh:

Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:

- Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên cáctrục

- Tính toán bộ truyền ngoài

- Tính toán bộ truyền bánh răng

Hà nội, ngày… tháng……năm 2012

TRƯỞNG KHOA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

1.LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên con đường công nghiệp hoá và hiện đại hoáđất nước ,hiện nay mỗi bước chúng ta đi đều gắn liền với thành tựu khoahọc kỹ thuật của nhân loại Cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật đã và đanglàm cuộc sống của chúng ta ngày càng trở nên tốt hơn, trong cuộc cáchmạng này con người không thể thiếu đi máy móc bởi vì nó giải phóng sứclao động và tạo ra hiệu quả và năng suất cao gấp nhiều lần lao động thủcông.

Mọi lúc mọi nơi kiến thức khoa học luôn là hành trang giúp mỗicon người chúng ta tự tin bước vào cuộc sống Là sinh viên, đã và đang

học tập tại trường “Đại học Kinh Tế Kỹ Thuật Công Nghiệp Hà Nội”, đã được trang bị lý thuyết về “chi tiết máy”, và bước xang giai đoạn thiết kế

đồ án môn học vận dụng lý thuyết để giải quyết những vấn đề có liên hệmật thiết với sản xuất thực tế Thiết kế ra chi tiết máy và bộ phận máy cóhình dạng kích thước cụ thể thỏa mãn các yêu cầu về kinh tế, kỹ thuật vàcác yêu cầu khác…Do vậy không tránh khỏi nhiều bỡ ngỡ, lung túng…

Trong thời gian qua em đã được giao đề tài “thiết kế hộp giảm tốc

một cấp” sau khi nhận đề tài với sự chỉ bảo tận tình của Cô “ĐỖ THỊ MINH THANH”, cũng như các thầy trong khoa và các bạn đồng nghiệp,

em đã hoàn thành xong đề tài.Tuy nhiên trong quá trình hoàn thiện đề tàikhông thể tránh khỏi những thiếu xót, vậy mong quý thầy cô cùng cácbạn đóng góp thêm ý kiến, chỉ dẫn, để đề tài của em được hoàn thiện hơn

Em xin trân thành cảm ơn!

TRƯỜNG ĐH KT-KT CÔNG NGHIỆP

HÀ NỘI Ngày10 tháng 09 năm 2012.

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Hữu Thanh

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC

I.Chọn động cơ:

1.1 Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

Pct Pyc 

Trong đó:

 Pyc : Công suất yêu cầu cần thiết trên trục động cơ (kw)

 Plv : Công suất tính toán trên trục máy làm việc (kw)

  : là hiệu suất truyền động

Ta có: Công suất tính toán trên trục máy công tác: .

1000.

lv

F v P





.(KW)

Với : F là lực kéo trên băng tải 5750 (N),

v là vận tốc dài trên băng tải 0,38(m/s)

 là độ che kín của bánh răng trụ răng thẳng

kn k

- Theo bảng 2.3_TTTKHDĐCK T1 ( trang 19 )ta chọn:

Hiệu suất bộ truyền xích để hở : x = 0,92 Hiệu suất khớp nối : kn = 1

Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín : ol = 0,994 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín : br= 0,97

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :

 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ :





Trong đó: + Vận tốc băng tải: v = 0,38 m/s

Trong đó: :U sbh là Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

U sbng là Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Theo bảng 2.4_TTTKHDĐCK T1 trang 21 ta chọn sơ bộ tỷ số truyền



Tra P1.3_TTTKHDĐCK T1 trang 234 ta chọn đông cơ điện có kí hiệu :

4A112MB8Y3 , với các thông số :

Tên động cơ

Côngsuấtđộng cơ(kw)

nđb

(vòng/phút)

Hệ số cos

Kết luận động cơ 4A112MB8Y3 có thông số phù hợp với yêu cầu

thiết kế

II Phân phối tỷ số truyền.

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

40 , 5

29 , 17

n

n U

U U

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

- Phân phối tỷ số truyền:chọn U1= 1

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc U 2 = U br = 4

-Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài U ng = U x = 4,3

III Xác định các thông số trên các trục :

3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục động cơ: Pđc = 3,0 (KW).

Công suất trên trục I: P1 = P đc η x η ol

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=2,65 KW.

+ kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa

k bt - hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có

bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3

k c - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc2ca)

công suất cho phép : [P]=11 kW

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=11 kW: Đồng thời theo bảng 5.8/T83TTTKHDĐCK T1thỏa mãn điều kiện bước xích : p  pmax

Z Z Z Z p

a

4

) (

2

) (

.

2 1 2 2 1

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

d F F F k

Ft =1000.P2/v = (1000.2,65)/6,52 = 406,4 N

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v2= 2,6 6,522 = 110,5 N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q1.a = 9,81.4.2,6 1010.10-3 = 115,4 N

(hệ số võng : kf = 4 do bộ truyền nằm >400 theo phương nằm ngang)

5 , 110 5 , 103 .406,4 1

k

Q S

 S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10/trang 86 sách TTTTHDĐ_T1)

Như vậy, bộ truyền xích làm việc bền

1.6 Xác định thông số của đĩa xích

Theo công thức ( 5.17/T86 ) TTTTHDĐCK_T1

Đường kính vòng chia:

mm Z

P

) 22 / 180 sin(

4 , 25 )

Đường kính vòng chân đĩa xích:

df1 = d1- 2r = 178,4 – 2 8,029= 162,3 (mm)

df2 = d2- 2r =712,6 - 2 8,029= 696,5 (mm)

-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (5.18/87 T1) :

 H= 0,47   .

.

.

.

d

vd d t r

k A

E F K F

 [H ]Trong đó:

[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600 Mpa

10 1 , 2 ).

732 , 3 1 4 , 406 (

48 , 0 47 ,

1

H

 H1 <[H] : đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự, cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ sốảnh hưởng của số răng đến đĩa xích Kr2 < Kr1 (vì Z2 = 88)

 H2 <[H] Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Loại xích Xích ống con lăn

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]]d=24 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]]u=60  80 (N/mm2)

2.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

0

1, 2.40,8701.10 41,5

21,1 0,1 0,1.4.14 90

Thông số đầu vào:

H] ( S ).Z Z K K

[  0 lim

FL xF s R F F

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

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

YS –hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

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

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

F

m FE

FO FL

NFO=4.106.đối với tất cả các loại thép

- NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

3.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

ứng suất tiếp xúc khi quá tải là :theo công thức 6.13/T95 T1 ta có :

[ H]max  2 , 8 max( ch1,  ch2) =2,8  ch1 = 2,8.450= 1260 (Mpa)

ứng suất uốn cho phép khi quá tải là :theo ct 6.14/T96 ta có :

).

1

.(

ba H

H a

w

u

k T u

T là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 37464 (N.mm)

[H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [H]= 409,1MPa

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

 142 , 1 [ ].

3 , 0 01 , 4 ) 1 , 409 (

03 , 1 37464 ).

1 01 , 4 (

5 ,

1 142 2 ) 1 (

Vì U = 0,01%< 4% , suy ra thoả mãn

Tính lại khoảng cách trục theo (6.21 )ta có

2

) 112 28 (

2 2

3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

3.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

].

[

.

) 1 (

2

1

H w

t w

H H

M

H

d u b

u K T Z Z

tgb t 

Với t  tw arctg(tg / cos  ) arctg(tg20 / cos 0 )  20

Trong đó: góc prôfin gốc = 20; góc prôfin răng t; góc ăn khớp tw

.

764 , 1 20 2

sin

' 0 cos

1 2 , 3 88 , 1 1

1 2 , 3 88 , 1

2 1





3 0,85.

794 , 1 4

, 56 4 6 , 42

) 1 4 (

368 , 1 37464

2 85 , 0 764

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ]H] được tính theo công thức

xH v R m

1

.

.

2

F w

w

F F

Y Y Y K

1 140

0 1 140

28 cos 3 3

112 cos 3 3

Tra bảng 6.18 T109,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: 

58 , 3

90 , 3 2

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F F

F K K K

K  . .

60 , 1 20 , 1 27 , 1 05 , 1

90 , 3 1 55 , 0 60 , 1 37464

58 , 3 6 , 26

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

3.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

] [

T

T k

[ ] [ 4 , 53 2 , 2 3 , 24

112 2 cos

.

] [ 56 0 cos

28 2 cos

m

d

mm z

2

60 2 2 56

2

2 1 2

-Đường kính vòng cơ sở:

db1=d1cosα=56.cos200=52,6 mm

db2=d2cosα=224.cos200=210.4 mm

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (56+224)/2= 140 (mm)

-Đường kính chân răng : df1=d1-2,5.m=56-2,5.4=46 mm

df2=d2-2,5.m=224-2,5.4=214 mm

3.7 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

2 ,

k

T

Trong đó: dk- Đường kính trục theo k

[] = 20 [Mpa]

Tk- Momen xoắn trên trục theo k

Theo công thức tính sơ bộ đường kính trục

TI= 40052 [N.mm]

TII= 232163 [N.mm]

 dsb1 = 3

] [

2 ,

2 ,

4.2.2Xác định chiều dài ổ lăn trên trục

Theo {B,10.2,Tr 189, TTTKHTDĐCK,[1]} ta chọn sơ bộ chiều rộng ổlăn :

- d1 = 21(mm)  b01 = 14(mm) (ổ A và ổ B)

- d2 = 30mm)  b02 = 16(mm)(C và ổ D)

4.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của

hộp ,hoặc khoảng cách giữa các tiết quay K1= 10 mm

- K2= 15 ,K 3 = 15- khoảng cách tù mặt nút ổ đến thành trong của

hộp,của chi tiết quay đến nắp ổ

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong h n= 15mm

- Chiều dài moayo đĩa xích và bánh răng trục I: Lm12 = (1,2…1,5)d1 = 30

- Chiều dài moayo bỏnh răng trục nhỏ: lm13 = (1,2…1,5)d = 20

- Chiều dài moayo bỏnh răng trục lớn: lm23 = (1,2…1,5)d = 30

- Chiều dài mayo đĩa xớch: lm22 = (1,2…1,5)d = 45

Lực hướng tõm : Fr1 = Fr2 = Ft1.tgαtw/cosβ = 1319.tg22/1 = 480 [N]

Xỏc định lực tỏc dụng của bộ truyền xớch lờn trục:

Theo {CT,5.20,Tr 88, TTTKHTDĐCK,[1]} lực tỏc dụng lờn trụccủa bộ truyền xớch là:

Fr  Kx Ft

Trong đú:

- Kx : hệ số kể đến trọng lợng xớch, Kx = 1,15 do bộ truyền nằmngang

1 13 11

480.47,5

2.47,5 480.47,5

1 13 11

1 13 11

1319

659,5( ) 0 2

1319

659,5( ) 0 2

-Mô men xoắn : Mz = Mx = T1 = 408070 (Nmm)

-Mô men uốn: Mux = 0; Muy = 0

+Tại vị trí lắp ổ A:

-Mô men xoắn : Mz = Mx = T1 = 408070 (Nmm)

-Mô men uốn: Mux =0, Muy = 0 (Nmm)

+Tại vị trí lắp bánh răng:

-Mô men xoắn: : Mz = Mx = T1 =408070 (Nmm)

-Mô men uốn tại mặt cắt nguy hiểm ( m – m)

-Mô men xoắn : Mz = 0

-Mô men uốn: Mux = 0; Muy = 0

 Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:

- Xét tiết diện ( n1 – n1) tại vị tri ổ A

Theo {CT , 7- 4, Tr 117, TKCTM} ta có:

m m

d    mm với [ ]=60 N2

mm

 (bảng 7-2,Tr 119)

5.3.2) Tính trục II:

Sơ đồ lực tác dụng lên trục II

620.57 1319.47,5

1031,5( ) 0 2.47,5

 Tính mô men uốn và mô men xoắn trên trục II

Xét các mặt cắt trên trục II

+Tại vị trí lắp ổ C:

-Mô men xoắn : Mz = Mx = 0

-Mô men uốn: Mux =0, Muy = 0 (Nmm)

+Tại vị trí lắp bánh răng:

-Mô men xoắn: : Mz = Mx = T2 =144456 (Nmm)

-Mô men uốn tại mặt cắt nguy hiểm ( m2 – m2)

-Mô men xoắn: : Mz = Mx= T2 =144456 (Nmm)

-Mô men uốn tại mặt cắt nguy hiểm ( n2 – n2)

 Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:

- Xét tiết diện ( n2 – n2) tại vị tri ổ D

 1 1 3 247323

30( ) 0,1.60

1 ,

td M

dlx= 3 125102

5.3.3)Kiểm nghiệm trục:

 Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại những tiết diện nguy hiểm :

Hệ số an toàn tính theo công thức {(7-5) ,trg 120, TKCTM }ta có:

n n

n n

n là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

nτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

 n là hệ số an toàn cho phép,  n = ( 1,5 – 2,5 )

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn ) biến đổi theo chu kỳ đối xứng

0 ,

 : là giá trị trung bình ứng suất pháp

Theo công thức {7-6, trg 120, TKCTM }ta có:

.

.

1

m a

 : là trị số trung bình của ứng suất tiếp

w0: mô men cản xoắn của tiết diện

3 , 0

3 , 0

) / ( 300 600

5 , 0

5 , 0

1

1

mm N

mm N

75 , 0

5 , 1

; 895 , 1 86 , 0

63 , 1

.Theo bảng (7-10) trang 128 sách TKCTM với p  30 (N/mm2 ) ta có:

6 , 0

→ a M w u 550522320 24(N/mm2)

40052

2

2 0

mm N w

,4

3,22.8,4

Trong đó: b - chiều rộng rãnh then (mm)

h - chiều cao rãnh then (mm)

Chọn vật liệu trục là thép 45 nên: b 600N mm2

0 , 3 600 180 ( / )

) / ( 300 600

5 , 0

1

1

mm N

mm N

7,0

5,1

;99,182,0

63,1

Theo bảng (7-10) trang 128 sách TKCM với p  30 (N/mm2 )

Ta có :

08,2)18,2(6,01)1(

6,01

8,2

k

mm N W

2

2 0

mm N w

6

2 , 19 8 , 6

5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17 ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có

kể đến các yếu tố vừa nêu.

Điều kiện đảm bảo độ bền mỏi:

s j = 2 2

j j

j j

s s

s s

Trong đó: [s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5).

s j – hệ số an toàn tính toán.

Vì các tiết diện trục đều đã lấy tăng đường kính để đảm bảo lắp ghép nên ta chỉ cần kiểm nghiệm hệ số an toàn ở tiêt diện nguy hiểm nhất đó là tiết diện lắp bánh răng trên trục I; tiết diện lắp bánh răng, lắp đĩa xích và ổ lăn (ổ D) trên trục II.

s j , s j - hệ số an toàn khi kể đến ảnh hưởng của ứng suất uốn và ứng suất.

m d

1



m d

 a ,  a ,  m ,  m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt

mà ta đang xét Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do vậy:

Với W j , W oj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét.

Áp dụng các công thức sau để tính:

) (

d

W  (đối với tiết diện tròn).

j

j j

t d t b d

W

2

) (

32

1 1

oj

d

t d t b d W

2

) (

16

1 1

, 8355 1

,

) ( 1 , 642 25

2

) 5 , 3 25 (

5 , 3 6 32

2

) 5 , 3 25 (

5 , 3 6 16

7 ,

abrI  

 

) ( 9 , 12 1 , 1427 2

8 ,

, 95065 9

,

) ( 6 , 2321 32

2

) 5 , 3 32 (

5 , 3 8 32

2

) 5 , 3 32 (

5 , 3 8 16

32

87 , 98582

Mpa abrII  

 

) ( 90 , 4 05 , 4971 2

48735

Mpa mbrII

+Tại vị trí ổ D trên trục II:

) ( 6 , 60252 35340

) ( 37 , 2649 32

 

) ( 0 , 49 75 , 5298 2

5 , 0

5 ,

) ( 3 , 1274 28

2

) 5 , 3 28 (

5 , 3 8 32

28 14 ,

5 , 2807 25

2

) 5 , 3 25 (

5 , 3 8 16

5 ,

 

) ( 66 , 5 1 , 4305 2

K x = 1,06 , với  b = 600 MPa, tiện đạt R a 2,5…0,63;

K y - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9 [I], không dùng phương pháp tăng bền nen chọn K y = 1.

  ,   - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, theo bảng 10.10 [I],

đối với tiết diện lắp bánh răng trên trục II.

K  , K  - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế Theo bảng 10 12 [I], ta có: K  = 1,76 (cắt bằng dao phay ngón) ; K  = 1,54.

Thay số ( lấy giá trị