THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP RĂNG TRỤ THẲNG

BÀI THAM KHẢO DÀNH CHO SINH VIÊN

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

RĂNG TRỤ THẲNG

Chuyên Ngành : CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

GVHDSVTH:

MSSV:

Lớp: 12CDCK

NĂM HỌC:

TP.HCM, Tháng 12 Năm 2014

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án thiết kế chi tiết máy là đồ án môn học cơ sở thiết kế máy, đồ án này là mộtphần quan trọng cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành cơ khí, nó khôngnhững giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kế máy mà còn củng

cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết kế của các kỉ sư trong các lĩnh vực khácnhau

Hiện nay do yêu cầu kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi người kỹ

sư phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng các kiến thức đã học để giải quyếtcác vấn đề thực tế thường gặp trong quá trình sản xuất Ngoài ra đồ án môn học nàycòn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả các phương phápthiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kỉ thuật theo yêu cầu điều kiện và qui mô

TP Hồ Chí Minh, ngày tháng năm

Sinh Viên Thực Hiện

1 NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Hồ Chí Minh, ngày tháng năm

Giáo Viên Hướng Dẫn MỤC LỤC ĐỀ TÀI .1 LỜI NÓI ĐẦU 2

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẨN 3

MỤC LỤC 4

Nhiệm vụ đồ án 6

Chương 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 7

1.1 Tính công suất động cơ 7

1.2 Phân phối tỉ số truyền 8

Chương 2:TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 10

2.1 Các thông số bộ truyền đai 10

2.2 Xác định các thông số khác và kiểm nghiệm đai về độ bền 11

Chương 3:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 14

3.1 Chọn vật liệu 14

3.2 Xác định ứng suất cho phép 14

3.3 Truyền động bánh răng trụ 16

3.6 Bảng thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ 20

Chương 4:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 22

4.1 Chọn vật liệu chế tạo 22

4.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 22

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực 23

4.4 Tính trục 24

4.5 Tính mối ghép then 36

Chương 5: Ổ LĂN 39

5.1 Trục I 39

5.2 Trục II 40

Chương 6: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 41

6.1 Thiết kế vỏ hộp 41

6.2 Một số chi tiết khác 42

6.3 Dung sai lắp ghép 45

TÀI LIỆU THAM KHẢO 46

NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN

Thiết kế hộp giảm tốc của bộ truyền đai

 Số liệu thiết kế:

Công suât trên trục công tác : Pct = 14.5 (kW)

Số vòng quay trên trục công tác: n = 220(vg/ph)

Hỡnh 1: sơ đồ hộp giảm tốc 1 cấp răng trụ răng nghiờng

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG 1.1 Chọn động cơ.

P ct = 14.5(kW)

N = 220 (vg/ph)

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Nếu gọi p là cụng suất trờn băng tải, là hiệu suất chung, Pct là cụng suất cần thiết,

Pđc là cụng suất của động cơ thỡ:

Pct = (kW) theo cụng thức 2.8 trang 19 [TL1]

Theo Bảng 2.4 (Trang 21-Tập 1:Tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định

đợc tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần phải có để đáp ứng đợc nhu cầu của bộphận kéo tải Ta có ut= ud ubrtheo cụng thức 2.15 trang 21

theo bảng 2.4 trang 21 [Tl]

Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = 2

Tỉ số truyền bộ truyền bỏnh răng: u br = 3,56

 ut = uđ ubr = 2.3,55 =7,12

Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nlv ut = 200.7,1 = 1424 (vg/ph)Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điềukiện sau:

Ptđ≤ Pđc ; nđc≈ nsb

Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:

Pyc = 27,5(kW); nsb = 1424(vg/ph);

Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

khí) Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : DK73-4 đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ

truyền

Các thông số kĩ thuật của động cơ DK73-4nh sau :

Pđc =28(kW);nđc = 1460(vg/ph);

1.2PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu ut= u1.u2, theo cụng thức 2.15trang 21 [TL1]

Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

ut = = = 7,3

Theo trang 49 chọn uđ = 2

Từ cong thức 3.24 TL1

Uh = = = 3,56

1.3 Xác định công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục.

= 340137(N.mm)

T2 =

6 2 2

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Các thông số bộ truyền đai

Theo yêu cầu đề bài sử dụng bộ truyền ngoài là đai thang

Hình 2.1 Đai hình thang thường

2 5 8 12,5 20 31,5 50 80 125 200 400200

Hình 2.2: Sơ đồ chọn tiết diện đai hình thang

Dựa vào Pđc và nđc theo hình 4.1 và bảng 4.13(1) trang 59 ta chọn được loại đai

thang “B” vớisố thông số đai như sau:

Bt: 19mm ; b: 22mm; h:13,5 mm; yo : 4.8mm; diện tích tiết diện A: 230 mm2

Đường kính bánh đai nhỏ: 200 - 400 mm; chiều dài giới hạn l: 1800 - 10600mm

2.2 Xác định các thông số bộ truyền và kiểm nghiệm độ bền

Theo bảng 4.13 trang 59 [TL1] chọn đường kính bánh đai nhỏ 250mm

Khi đó vận tốc đai được tính bởi công thức sau:

19 60000

1460 250 14 , 3 1000 60

. 1 1

=

=

= d n

m/s < 25 m/s (thỏa điều kiện)

Từ d1 ta tính d2 theo công thức 4.2(1) trang 53:

Kiểm nghiệm lại tỉ số truyền: u=d2.(1- ε)/d1=500.(1-0,01)/250=1,98

Vậy sai lệch tỉ số truyền: = = = 1 % < 4% nằm trong khoảng cho phép

Khoảng các trục sơ bộ

Khoảng cách trục a tính theo công thức 4.14(1) trang 60 :

0,55.(d1+d2)+h ≤ a ≤ 2(d1+d2)

=0,55.( 250+500) + 13,5 ≤ a ≤ 2.(250+500) = 426 ≤ a ≤ 1500 mm Với uđ = 2 dựa vào bảng 4.14

Chọn sơ bộ = 2 => a = 1,2d2 = 600 (mm)

Chiều dài đai l được tính theo công thức 4.4 (1) trang 54

L = 2a + +

L = 2.600 + + = 2404(mm)

Chọn L theo tiêu chuẩn bảng 4.13(1) trang 59 được: l=2500 mm

Kiểm nghiệm tuổi thọ đai theo công thức 4.15(1) trang 60

i=v/l ≤ imax=10  i = = 7,6 ≤ 10 (thỏa điều kiện)

Từ chiều dài đai đã chọn theo tiêu chuẩn tính lại khoảng cách trục a theo côngthức 4.6 (1) trang 54

Với: a = Trong đó: λ = L - = 2500 - = 1323(mm)

∆

= = 125 (mm)Vậy a = = 673 (mm)

Góc ôm 1trên bánh nhỏ được xác định theo công thức 4.7 (1) trang 54

1=180o-(d2-d1)57o/a = 180o – (500-250)57o/673

1=1580>120o (thỏa điều kiện)

Số đai z được tính theo công thức 4.16 (1) trang 60:

Z= P1Kđ/([P0]CaC1CuCz)Trong đó:

P1: công suất trên trục bánh đai chủ động P1 = 28 (kW)[P0]:công suất cho phép tra bảng 4.20(1) trang 62 [P0]= 8,77 (kW)

Ca: hệ số ảnh hưởng tra bảng 4.15 trang 61: với 168o, chọn C = 0,95

Kđ: hệ số tải trọng động tra bảng 4.7(1) trang 55 Kđ = 1,2

Cl: tra bảng 4.16(1) trang 61 Với = = 0,7 Chọn Cl = 0,89

Cu: tra bảng 4.17(1) trang 61 Với uđ = 2 chọn Cu = 1,13

Cz:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai tra bảng4.18 (1) trang 61 Với = = 6,1 chọn Cz = 0,85

Z = = = 4,7 chọn z=5

Từ số đai z có thể xác định chiều rộng đai B theo công thức 4.17(1) trang 63:

B=(z-1).t+2e= (5-1).22,5+2.17= 124 mm

Đường kính ngoài bánh đai tính theo công thức 4.18(1) trang 63:

da1=d1 + 2ho = 250 + 2.5,7 = 261 mm

da2=d2 + 2ho = 500 + 2.5,7 = 511 mmTrong đó : h0 = 5,7, t = 22,5, e = 17 tra bảng 4.21(1) trang 63

Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 (1) trang 63

F0=780P1Kđ/(vz) + Fv

Trong đó: Fv- lực căng do lực li tâm sinh ra ,với điều kiện định kì điều chỉnh lực căng

Fv được xác định bằng công thức 4.20 (1) trang 64 Với loại đai B chọn qm = 0,3 kg/m

Fv=qmv2=0,3.192 = 108,3 NVậy lực căng trên đai F0 = = 398,7 N

Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 4.21 (1) trang 63

Fr = 2.F0z.sin(1/2) = 2.398,7.5.sin(158/2)o = 3909N

Bảng 2.1 Kết quả tính bộ truyền đai

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Tính các bộ truyền bánh răng răng trụ răng nghiên trong hộp giảm tốc với:

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1a trang 93 [H] =

Trong đó SH = 1,1 : hệ số an toàn tra bảng 6.2 trang 94

Với mH = 6 : bậc của đường cong mỏi( vỡ H350HB)

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

NHO1 = 30.3502,4 = 3,8.107 (chu kỳ)

NHO2 = 30.3352,4 = 3,5.107 ( chu kỳ)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE được xỏc định như sau:

Vỡ bộ truyền chiệu trọng tải tĩnh nờn theo cụng thức 6.6 trang 93

NHE = NFE = N = 60.cnt∑

; Với c, n, t∑

lần lược là số lần ăn khớp trong 1 vũn quay, số vũng quay trong 1 phỳt vàtổng số giờ làm việc của bỏnh răng đang xột

NHE1 = 60.cnt∑

= 60.1.730.17000 = 7,4.109

NHE2 = 60.cnt∑

= 60.1.206.17000 = 2,1.109

Theo trang 94 : ta cú NHE > NHO thỡ lấy NHE = NHO do đú KHL = 1

Vậy từ cụng thức 6.1 trang 93 =

Suy ra = = 700 MPa

= = 672 Mpa

Vỡ là răng trụ nghiờn nờn ta chọn giỏ trị trung bỡnh giữa 2 ứng suất

= = = 686 Mpa

3.2.2 Ứng suất uốn cho phộp

Theo cụng thức 6.2 trang 93 =

Trong đú:

SF = 1,75 là hệ số an toàn, tra bảng 6.2 trang 94

KFC = 1 hệ số xột đến ảnh hưởng khi làm việc (quay 1 chiều)

KFL : hệ số tuổi thọ Được xỏc định theo cụng thức 6.4 trang 93

KFL =

N

m f FO N FE

Với mf bậc đường cong mỏi khi H 350HB thì mf = 6 trang 93

aw

T K H H

3.3.2.2 Xác định số răng của bánh răng nghiêng

Chọn sơ bộ = 100 theo công thức 6.31

Đường kính vòng lăn dw1 = 2aw/(u + 1) = 2.164/4,55 = 72mm

dw2 = dw1.u = 72.3,55 = 256mm

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện tren mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn công thức 6.33:

H = []

Trong đó ZM = 274 hệ số cơ tính vật liệu tra bảng 6.5

Đối với bánh răng nghiên không dịch chỉnh

b t

βα

=

02cos11 45'

0sin 2.20 27 '

Từ đây theo bảng 6.18 xác định được

KF hệ số tải trọng khi tính về uốn

=> = 15,3

Thay vào công thức 6.46

= 1 + = 1,1

=> KF = 1,14.1,07.1,1 = 1,3

Từ các thông số trên ta có thể kiểm tra

= 2 1,3.0,6.0,9.3,7/(82.72.2) =149 MPa []max = 464 Mpa

= 149 3,6 / 3,7 145 MPa ]max = 464 Mpa

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Từ chương chọn động cơ, ta được Kqt = =2,3

Theo công thức 6.48 = σH Kat

= 543 = 824 MPa = 1624 MpaTheo công thức 6.49 = Kqt = 149.2,3 = 343 MPa = 480MPa

Bảng 3.1: Các thông số của bánh răng

Góc profin gốc 200

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước sau:

Ở các máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độ…khi chịu tải trọng trungbình ta chọn: Thép C45 thường hóa có σb = 600 MPa, σch = 340 MPa Ứng suất phápcho phép [τ

T d

τ

≥

( )1

]: Ứng suất xoắn cho phép Với vật liệu trục là thép C45 [τ

]= (15…30)Với d1 = 45 mm, theo bảng 10.2[1] tr189, ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1

là b01 = 27 mm ( ta chọn cấp ổ lăn nhỏ hơn 1 bật so với đường kính trục)

4.2.3.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

Chọn kích thước dọc trục theo công thức (10.5 )

l l1 + 2x + w

l1 = bw = 82mm

Z X

tdD M

Fr1

Ft1Fr

Y

Z X

RYA

RXA

RYB

RXBO

My X Z

Y Z

Trong đó: [s]: Hệ số an toàn cho phép,thông thường [s] = 1,5…2,5

sσ: Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp

Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

m τ a τd

1 τ

m σ a σd

1 σ

τψτk

τs

σψσk

σs

- σa, τa : Biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

- σm, τm : Trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, theo công thức 10.22[1]

2 3

o

bt ( ) πd

W

bt ( ) πd

14 5,5 50 5,550

a

M W

σ

(MPa)Trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

- σ τ

ψ

,

ψ

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Theo bảng 10.7[1] tr197 tra được: σ τ

-

: K

τ

τd

y

x σ

σ

σd

K

1 K ε

K K

K

1 K ε

K K

- Kσ, Kτ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

Kσ =2,01; Kτ = 1,88Theo bảng 10.11[1] tra được:

σ

σ

ε

K = 3,96; τ

τ

ε

K = 2,78

Ta lại có:

σ σ τ τ

Do vậy ta chọn

σ

σ

εK = 2,48 ; τ

τ

εK = 2,5Vậy ta có:

hiểm lúc quá tải; ch

σ: gới hạn chảy của vật liệu trục

M d

b02 = 33 mm ( ta chọn cấp ổ lăn nhỏ hơn 1 bật so với đường kính trục)

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

Chọn kích thước dọc trục theo công thức (10.5 )

Vì bánh răng nằm giữa trục nên

X Z 244547Nmm

Hình 4.2 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen trục 2 Tính đường kính trục tại các tiết diện G:

Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 65mm

4.2.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Dựa vào biểu đồ mômen trục 2, ta kiểm nghiệm tại tiết diện G là tiết diện nguy hiểmnhất của trục 2

Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:

[s]: Hệ số an toàn cho phép,thông thường [s] = 1,5…2,5

sσ: Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếpTheo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

m τ a τd

1 τ

m σ a σd

1 σ

τψτk

τs

σψσk

σs

- σa, τa : Biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

- σm, τm : Trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, theo công thức 10.22[1]

ta có:

2 3

o

bt ( ) πd

W

bt ( ) πd

18 7 65 765

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Theo bảng 10.7[1] tra được: σ τ

- Kσd,Kτd :Hệ số, theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:

y

x τ

τ

τd

y

x σ

σ

σd

K

1 K ε

K K

K

1 K ε

K K

−

+

=

− +

=

Với: - Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phươngpháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

- Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bềmặt

Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:

Kx = 1,1 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5 0,63)

Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt):

- Kσ, Kτ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

Kσ =2,01; Kτ = 1,88theo bảng 10.11[1] tra được:

σ

σ

ε

K = 3,96; τ

τ

ε

K = 2,78

Ta lại có:

σ σ τ τ

τ

ε

K = 2,78Vậy ta có:

Sσ

9, 4 2,88 11, 4 0,05.11, 4

hiểm lúc quá tải; σch: gới hạn chảy của vật liệu trục

M d

τ

×

2 3 2 18, 6 2 3.20,9 2 41 [ ] 520

td

σ = σ + τ = + = ≤ σ =

Vậy trục 2 thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

4.3 Kiểm tra độ bền của then

Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1[1] và 9.2[2]:

( )

d

c t

2T

dl h t2T

σd c

ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPad: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trụcT: mômen xoắn trên trục, Nmm

lt: chiều dài thenb,h,t: các kích thước của then[σd]: ứng suất dập cho phép, MPa(chọn bảng 9.5 tr178)[τc]: ứng suất cắt cho phép(tr174)

4.3.1 Trục 1

Ta có các thông số sau:

T1 =340137 Nmm, d = 50 mm, lm = 82 mm

Vậy ta được các thông số của then:

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9)lm = (0,8 ÷ 0,9).82 = 65…74 mm, ta chọn

lt = 65 mm

Bề rộng then: b = 18mm

Chiều cao then: h = 11mm

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 7mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,4 mm

Vậy ta được các thông số của then:

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9)lm = (0,8 ÷ 0,9).82 = 65…74 ta chọn lt = 65 mm

Bề rộng then: b = 18mm

Chiều cao then: h = 11mm

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 7mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,4mm

CHƯƠNG 5 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 5.1 Trục 1.

Với giá trị đường kính ngỏng trục d = 45 mm nên ta chọn trước cở ổ là cở nặng có ký hiệu 409 với C = 60400N và Co = 53000N theo bảng P2.7 trang 254

530

2098

0,039 00

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ta chọn vòng trong quay nên V = 1

Kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1khi nhiệt độ 105oC

Cd = Q

m L

(11.1)Với m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ta chọn vòng trong quay nên V = 1

Kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1khi nhiệt độ 105oC

Cd = Q

m L

(11.1)Với m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi

6.1 CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA HỘP GIẢM TỐC:

– Độ dốc : 20

6.1.3 Đường kính

– Bulông nền:

d1> 0,04a +10 = 0,04.164+10 = 16,56Lấy d1 = 17 mm

6.1.7 Khe hở giữa các chi tiết

– Bánh răng với thành trong của hộp:

Lấy