Đồ án Chi tiết máy Thiết kế hệ hộp giảm tốc hai cấp (hộp khai triển)

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp giảm tốc hai cấp hộp khai triển ”..

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ

khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho

chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp giảm

tốc hai cấp( hộp khai triển) ” Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng

kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được

sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc

biệt là thầy Lê Văn Sinh đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình

Em xin chân thành cảm ơn Vinh, ngày 25 tháng 11 năm 2015

Sinh viên: Lê Xuân Kính

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Vinh, ngày 25 thág 11 năm 2015

a) Sơ đồ động b) Biểu đồ phân bố tải trọng

D

V

P 4 3

II,Các số liệu ban đầu:

1 Lực kéo băng tải: P = 5500 (N)

2 Vận tốc băng tải: v = 2 (m/s)

3 Đường kính tang: D = 350 mm

4 Tính chất tải trọng: Thay đổi.Bộ truyền làm việc 2 chiều

5 Thời gian làm việc: T = 5 năm

Mỗi năm 300 ngày,mỗi ngày 8 giờ

Chương I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

1.1 :Công suất cần thiết

𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡

𝜂 Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (KW)

Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (KW)

η – hiệu suất chuyền động

ηđ= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai

ηbr= 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηol = 0,995- hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

ηkn= 1 – hiệu suất của khớp nối

1.2 :Tính số vòng quay trên trục của tang

Ta có số vòng quay trên trục của tang là: nt = 60.10

3 v 𝜋.𝐷

nt = 60000.2

1.3 :Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ

Tra bảng Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ là:

Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.iđ = 110.9.3 = 2970 (vòng/phút)

Trong đó: ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc

iđ – tỷ số truyền của đai thang

ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 9; iđ = 3

Trong đó: ic – tỷ số truyền chung

ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc

iđ – tỷ số truyền của đai

Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

Theo bảng 2.2 sách TKCTM ta chọn : iđ = 3

Ta tính được: inh.ich= = 26,5

3 = 8,8 Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn inh = (1,2÷1,3).ich

Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc

ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

 ich = √8,8

1,2= 2,7

 inh =1,2.2,7 = 3,3

1.6: Công suất động cơ trên các trục

- Công suất động cơ trên trục I là:

1.8: Xác định mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức:

Bảng 1: Bảng thông số động cơ và số liệu:

Chương II – Thiết kế bộ truyền trong và bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

A: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (Bộ truyền bằng đai )

Theo thông số của bộ truyền động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai nên ta chọn loại đai là đai hình thang loại A

Bảng 2.1: Bảng thông số về đai thang A:

Trong đó: iđ – hệ số bộ truyền đai

ε - Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy ε = 0,02( trang 84 sách TKCTM )

 D2 = 3.160.(1 – 0,02) = 470,4 (mm) Chọn: D2 = 450 mm

Do vậy ta có tỉ số truyền thực tế là:

Sai số △n ≤ 5%, nằm trong phạm vi cho phép

2.3 : Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2)

0,55(160+450) + 8 ≤ A ≤ 2(160 + 450)

343,5 ≤ A ≤ 1220 ( với h là chiều cao tiết diện đai ) Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy

= 1

8 [2.2500 − 3,14(160 + 450) + √[2.2500 − 3,14(160 + 450)] 2 − 8(450 − 160) 2 ]

A ≅ 757 mm

Thõa mãn điều kiện của A

2.6: Kiểm nghiệm góc ôm

2.8 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

Theo công thức (5-24):

+ Với bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2ℎ0 = 160 + 2.3,5 = 167 (mm)

+ Vối bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2ℎ0 = 450 + 2.3,5 = 455 (mm)

2.9 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu với mỗi đai:

Theo công thức (5-25) ta có : S0 = σ0 F

Trong đó: σ0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu

F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai

B– Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc ( Bộ truyền bánh răng)

3.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bộ truyền bánh răng thẳng ) 3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyền bánh răng quay 2 chiều Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB Chọn:

• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thép như sau:

3.1.2: Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép

●, Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó: []Notx ứng suất tiếp xúc cho phép (N/𝑚𝑚2).Khi bánh răng làm việc lâu dài,phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC.Lấy theo bảng 3.9 TKCTM

+, k′N – hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,tính theo công thức:

k′N = √N0

Ntđ

6

Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9-TKCTM)

Ntđ – là số chu kì tương đương

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:

Ntd = 60u∑( Mi

Mmax)3.𝑛𝑖 𝑇𝑖Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Th – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

 Ntd1 > N0

 Ntd2 > N0

 Từ trên  K’N = 1

• ,Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

●,Ứng suất uốn cho phép

Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n  1,5 và hệ số tập trung ứng

suất chân răng K = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM)





K n

Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9)

Ntđ – là số chu kì tương đương

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:

Ntd = 60u∑( Mi

Mmax)6.𝑛𝑖 𝑇𝑖Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Th – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

 Ntd1 > N0

 Ntd2 > N0

 Từ trên  𝑘𝑁′′ = 1 Ứng suất uốn cho phép của

+ Bánh nhỏ: u1 = 350.1

1,5.1,8 = 130 N/mm2

+ Bánh lớn: u2

300.1 1,5.1,8 = 111 N/mm2

n2 = 300 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn

N = 8,95 (Kw): công suất trên trục I

2 1000

d  sb



3.1.5 Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd

Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt =

Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn

3.1.6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:

• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A

 m = (0,01 ÷ 0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2

2 1

2



i m A

b n Z m y

K

.

10 1 , 19

2

6 

Ztd : Số răng tương đương trên bánh

b, u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18):

- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:

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

• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)

2

1

y y

+ Bánh răng nhỏ

txqt1 = 2,5.Notx1 = 2,5.572 = 1430 (N/mm2) + Bánh răng lớn

3 6

.

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A



b n Z m y

K

.

10 1 , 19

3.1.9 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Bảng 3.1B: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

- Lực vòng: P = = 2.9,55.10

6 𝑁 𝑛.𝑑 =

2.9,55.106.8,95 990.74 = 2333,4 (N)

3.2.2: Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép

●, Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Ta có : []tx = []Notx.k′N

d

M x

2

Trong đó: []Notx ứng suất tiếp xúc cho phép (N/𝑚𝑚2).Khi bánh răng làm việc lâu dài,phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC.Lấy theo bảng 3.9 TKCTM

+, k′N – hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,tính theo công thức: k′N = √NN0

tđ 6

Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9-TKCTM)

Ntđ – là số chu kì tương đương

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:

Ntd = 60u∑( Mi

Mmax)3.𝑛𝑖 𝑇𝑖Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Th – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

 Ntđ3 > N

N4tx = 2,6.210 = 546 N/mm2

●,Ứng suất uốn cho phép

Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n  1,5 và hệ số tập trung

ứng suất chân răng K = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách

k′′N – hệ số chu kì ứng suất ,tính theo công thức:

𝑘′′𝑁 = √NN0

tđ 6

Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9)

Ntđ – là số chu kì tương đương

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:

Ntd = 60u∑( Mi

Mmax)6.𝑛𝑖 𝑇𝑖Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i

Th – thời gian làm việc của máy

u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

Ứng suất uốn cho phép của

+ Bánh nhỏ: u3 = 350.1

1,5.1,8 = 130 N/mm2

300.1 1,5.1,8 = 111 N/mm2

n2 = 111 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn

N = 8,63 (Kw): công suất trên trục II

2 1000

d  sb



Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt =

Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn

3.14 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:

2 1

• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A

2



i m A

b n Z m y

K

.

10 1 , 19

2

6 

n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m: Mô đun

Ztd : Số răng tương đương trên bánh

b, u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18):

- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:

• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)

+ Bánh răng nhỏ

txqt3 = 2,5.Notx3 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2) + Bánh răng lớn

3 6

.

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A



b n Z m y

K

.

10 1 , 19

2

6 

 uqt2  uqt2 Thoả mãn

3.17 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Bảng 3.2B: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.1 Chọn vật liệu cho trục

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công Thép các bon hợp kim là những vật liệu chủ yếu

để chế tạo trục Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình, bộ truyền quay 2 chiều, làm việc trong thời gian 5 năm nên ta chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền chọn: bk = 600 (N/mm2) σch = 300( N/𝑚𝑚2)

P – Công suất truyền của trục

n – Số vòng quay trong 1 phút của trục

Pr1 P1

Pr2

P2

P4 P3

Pr3

Pr4

Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng

Để tính các kích thước, chiều dài của trục tham khảo bảng 7 – 1 Ta chọn các kích thước sau:

- Khe hở giữa các bánh răng 12 (mm)

- Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm)

- Chiều cao của nắp và đầu bulông 16 (mm)

M 

Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n = 35 mm

Trục ở tiết diện m – m lấy dm-m = 40 mm

 

3

1 ,

td

m

2 2

75 ,

b1+c1=124,5mm a1=54,5mm

●, Trục II:

Tổng hợp kích thước trên trục II ta có: a2 = 56,5 mm

𝑏2= 66 mm

𝑐2 = 62,5 mm Các lực tác dụng lên trục: P2; Pr2; P3; Pr3

2

d

M x

- Tại tiết diện e – e

uy

M 

2 2

td

M

2 2

75 ,

- Tại tiết diện :i – i

td

M

2 2

75 ,

●, Trục III:

Tổng hợp kích thước trên trục III : a3 + b3 = 125,5 mm

𝑐3= 65,5 mm Các lực tác dụng lên trục: P4, Pr4

- Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: (h-h)

0 td

M

2 2

75 ,

c3=65,5mm a3+b3=125,5mm

RFx REx

RFy REy

210752,2N.mm 80583,5N.mm

3.1.3 Tính chính xác trục

Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm

Hệ số an toàn tính theo công thức (7-5) TKCTM ta có:

n = n

Trong đó : n hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

nhệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

n =

Trong đó:

-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng

a : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

W : mômen cản uốn của tiết diện

Wo : mômen cản xoắn của tiết diện

K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng ((7-6) ÷(7-13))

 : hệ số tăng bền bề mặt trục

: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi

m : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp

Mu, Mx : là mômen uốn và mômen xoắn

Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2

Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

Theo bảng (7-4) lấy  = 0,83; = 0,71

Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K = 1,63; K = 1,5

Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2

Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

Chọn hệ số và theo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy = 0,1;  = 0,05; hệ số  = 1

Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

Như vậy tiết diện (e-e) đảm bảo độ an toàn cho phép

 Xét tại tiết diện (i-i)

Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2

Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

Theo bảng (7-4) lấy  = 0,78 ; = 0,67

Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then K = 1,63; K = 1,5 xét tỷ số:

Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mômen và

chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then

Trong đó: lm – chiều dài mayơ: lm = (1,2÷1,5).d= 1,2.40=48 mm

• Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11)

M



 2

• Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)

 Xét tại tiết diện (e-e ) ta có

Đường kính trục II kích thước để lắp then là d = 45 mm

Theo bảng (7-23).Chọn then b = 14; h = 9; t = 5; t1 = 4,1; k = 5

- Chiều dài then: l = 0,8lm

Trong đó : lm là chiều may ơ: 𝑙𝑚 = (1,2÷1,5).d = 1,25.45 = 56 mm

M





2

l k d

M x

2

• Kiểm nghiệm cắt theo công thức (7-12):

Như vậy trục II tại tiết diện e-e thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt

 Xét tại tiết diện i-i

Đường kính trục II kích thước để lắp then là d = 50 mm

Theo bảng (7-23).Chọn then b = 16; h = 10; t = 5; t1 = 5,1; k = 6,2

- Chiều dài then: l = 0,8lm

Trong đó : lm là chiều may ơ: 𝑙𝑚 = (1,2÷1,5).d = 1,25.50 = 62 mm

M





.

2

l k d

M x

2

c = 120 (N/mm2)

c = 2.357138,2

50.12.55 = 21,65 (N/mm2) <c

Như vậy trục II tại tiết diện i-i thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt

3.2.3 Tính then lắp trên trục III

Đường kính trục III để lắp then là d = 58 mm

Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 18; h = 11; t = 5,5; t1 = 5,6; k = 6,8

- Chiều dài then: l = 0,8lm

Trong đó : lm là chiều may ơ: 𝑙𝑚 = (1,2÷1,5).d = 1,2.58 = 70 mm

M





.

2

l k d

M x

2