ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤP

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤPĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỌP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC 2 CẤP

BỘ CÔNG THƯƠNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

MSSV: 2003140048 LỚP: 05DHCK1 NĂM HỌC: 2014 - 2018

ĐỒ ÁN ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

Cán bộ hướng dẫn 1: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)

Cán bộ chấm nhận xét 2 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) ………

Cán bộ chấm nhận xét 3 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) ……….………

Đồ án được bảo vệ tại HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP, TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Ngày tháng năm

NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN

 Số liệu thiết kế:Số Số liệu thiết kế:liệu Số liệu thiết kế:thiết Số liệu thiết kế:kế:

- Tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp và bộ truyền ngoài đai

- Công suất trên trục công tác: P=27,5 (kW)

- Số vòng quay trên trục công tác: n=75 (vg/phút)

Đồ án thiết kế chi tiết máy là đồ án môn học cơ sở thiết kế máy, đồ án này làmột phần quan trọng cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành cơ khí, nókhông những 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 trongcác lĩnh vực khác nhau

Hiện nay do yêu cầu kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏingười kỹ sư phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng các kiến thức đã học

để giải quyết các vấn đề thực tế thường gặp trong quá trình sản xuất Ngoài ra đồ

án môn học này còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệuquả các phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kỉ thuật theo yêucầu điều kiện và qui mô cụ thể

Ở đây là đồ án thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp thời gian làm việc16000h, làm việc 3 ca

Trong khi thực hiện đồ án này không tránh khỏi những sai sót Em mong được

sự thông cảm và đóng góp ý kiến của quí Thầy Cô

Em xin chân thành cảm ơn thầy Lý Thanh Hùng đã tận tình chỉ bảo hướng

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

TP Hồ Chí Minh, ngày tháng năm Giáo Viên Hướng Dẫn

Lý Thanh Hùng

MỤC LỤC 3

4

5

96

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Tính công suất động cơ

1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống

 Hiệu suất truyền động ( Theo công thức 2.9, trang 19, [1] )

η=η1η2η3…

Với 1, 2, 3 là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống

η1=η đ=0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai

η2=η3=ηbr=0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng

η4=ηol=0,995 : Hiệu suất ổ lăn

Suy ra: η=η1η2η3η34 = 0,96.0,97.0,97.0.9953 = 0,89

1.2 Tính công suất cần thiết

 Công suất tính toán

Theo công thức 2.12 và 2.14 trang 20[1], ta có:

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Theo công thức 2.18 trang 21[1]:

n sb=nlv u t (vòng/phút)

nlv: Số vòng quay của trục máy công tác, (vòng/phút)

ut : Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động

 Số vòng quay trên trục công tác:

Theo bảng 2.4 [1] trang 21, ta chọn sơ bộ:

u h=8: tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (8÷40)

u đ=3: tỷ số truyền của bộ truyền đai (3÷5) Suy ra: u t=uh u đ=8 3=24

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Vận tốc quay

T k

T dm

K200L2 30 2950 0,91 88% 2,1

II Phân phối tỉ số truyền

 Theo công thức 3.23[1] trang 48:

Ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ:

u t=n dc

n lv

=2950

75 =39,33

nlv: Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)

 Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh để đảm bảo yêu cầu về khối lượngnhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu

 Vậy theo tiêu chuẩn chọn u đ =4 ( nằm trong giá trị cho phép 4%)

3.1 Phân phối công suất trên các trục

 Theo công thức tính trang 49[1] ta có:

Công suất trên trục III:

P3=P lv

η ol=

27,50,995=27,64 (kW )

Công suất trên trục II:

P2= P3

η ol η br=

27,640,995.0,97=28,64 (kW )

Công suất trên trục I:P1= P2

η ol η br=

28,640,995.0,97=29,67(kW )

Ta thấy P1 < Pđc (29,67<30) nên động cơ khi làm việc sẽ không bị quá tải

3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục

Số vòng quay trên trục III:

n3=n2

u2=

2343,16=75(vòng / phút)

3.3 Tính toán Mômen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ :

Momen xoắn trên trục III:

Momen xoắn T, Nmm 97118,6 383941,1 1168854,7 3519493,3

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI).

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

Dựa vào bảng 4.13 [1] trang 59 ta có các thông số:

Bảng 2.1 Các thông số của đai thang thường loại Б

Đườngkính bánh

Chiều dàigiới hạn l

Ta có: d1 ≈ 1,2dmin trang 152 [2] ⇒ d1 ≈ 1,2.140 = 168 mm Dựa vào bảng 4.13 [1]

trang 59 và d1 theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63, ta chọn d1 = 180 mm

(mm)

Chiều dàigiới hạn l(mm)

Trong đó: u là tỉ số truyền đai,

 Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:

0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1 + d2) (Theo công thức 4.14 [1] trang 60)

⇔ 0,55.(180 + 710) + 13 ≤ 674,5 ≤ 2.(180 +710)

⇔ 502,5 ≤ 674,5 ≤ 1780 (thỏa điều kiện)

2.2.3 Tính chiều dài đai l:

 Chiều dài đai được xác định theo công thức 4.4 trang 54 [1]

 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Giá trị a vẫn nằm trong khoảng cho phép (502,5 ≤ 646 ≤ 1780)

 Theo công thức 4.7 trang 54 [1] ta có :

P0: công suất cho phép Dựa vào bảng 4.20 trang 62 [1] với d1=180

Kđ: hệ số tải trọng động Dựa vào bảng 4.7 trang 55 [1] chọn Kđ = 1,1 Do làm việc 3 ca nên Kđ = 1,1 + 0,2 = 1,3.

Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm đai α1 Dựa vào bảng 4.15 trang 61 [1] với α1=133,240 ta chọn Cα = 0,86

C1: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

Dựa vào bảng 4.19 trang 62 [1] với đai thang hẹp loại УA ta có l0 =

2500 mm Với tỉ số l/l0 = 2800/2500= 1,12 dựa vào bảng 4.16 trang 61 [1] ta chọn C1 =1,04

Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Với u=4, dựa vào bảng 4.17 trang 61 [1] ta chọn Cu=1,14

Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Với tỉ số P1/[P0]=29,67 /11,03=2,69, dựa vào bảng 4.18 trang 61 [1] ta chọn Cz=0,95

 Tính đường kính ngoài bánh đai da:

da = d + 2h0 = 180 + 2.4 = 188 mm

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

 Lực căng ban đẩu trên đai được xác định theo công thức (4.19) trang 63[1]

F0=780 P1K đ

v C α z +F v

Trong đó:

Fv– lực căng do lực li tâm sinh ra (định kì điều chỉnh lực căng)

F v=qm v2 (Theo công thức 4.20 trang 64 [1])

Với qm– khối lượng 1 mét chiều dài đai, Tra bảng 4.22 trang 64 [1] với đai loại УƂ ta chọn qm = 0,196 kg/m

Bảng 2.3.Các thông số của đai

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

- Tổng thời gian làm việc L h=16000 h, làm việc 3ca

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

- Tỷ số truyền u1=3,16

- Số vòng quay trục n1=738¿)

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)

- Tỷ số truyền u2=3,16

- Số vòng quay trục n2=234¿)

Hình 1 Sơ đồ phân bố tải trọng

3.1.Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

3.1.1 Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc chịu công suất trung bình và nhỏ nên chọn vật liệu nhóm I có độ

nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng

chạy mòn

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,

ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau

 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn

Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB230…300

có σ b 1=850 MPa, σ ch1=600 MPa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 300HB

Bánh lớn (bánh bị động): thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB  241 có

σ b 2=800 MPa, σ ch2=580 MPa, Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện

bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị, ta chọn độ rắn của

(chu kì) đối với tất cả các loại thép

- Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi (6.7 trang 93[1])

N HE1=60 c∑ ( T i

T max)3n i t i

¿60.1[ (T T)30,2+0,5+0,30,2 +(0,9T T )30,2+0,5+0,30,5 +(0,7 T T )30,2+0,5+ 0,30,3 ].738 16000

¿47,3 107(chu kì)

- Theo bảng 6.2, trang 94[1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có (S H=1,1)

Giới hạn mỏi tiếp xúc σ Hlim0 =2 HB +70

b Ứng suất tiếp cho phép

- Tính toán sơ bộ (6.1a trang 93 [1])

[σ H2]=σ0Hlim2K HL2

S H =650

11,1=591 MPa

- Điều kiện: Theo công thức 6.12 trang 95 [1]

[σ H]<1,25.[σ H]min=1,25.591=738,8 MPa (Thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép)

c Ứng suất uốn cho phép

- Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có s F=1,75) và K FC=1 (do quay 1chiều);

d Ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.Theo công thức 6.13 trang 95

3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

- Theo công thức 6.15a, trang 96 [1]

- Tính theo công thức 6.16 trang 97[1]:

Thỏa điều kiện(điều kiệncho phép là 4 %)

Ở đây z1>30 nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước, mặt khác dịch chỉnh ở bánh răng nghiêng hiệu quả không cao vì dịch chỉnh làm giảm khả năng trùng khớp

- Tổng số răng z t=z1+z2=37+ 117=154răng

-Tính lại góc nghiêng răng β=arccos m(u+1) z1

2 a w =arccos

2 (3,16+1).372.160 =15,85

0

3.1.5 Các thông số hình học của bộ truyền

- Theo bảng 6.11 trang 104[1]:

- Đường kính vòng chia:

d w2=d w1 u=77.3,16=243 mm

- Chiều rộng vành răng:

b w 2=ψba a w=0,4.160=64 mm

b w1=bw 2+5=64+5=69 mm

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Công thức 6.33, trang 105[1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

β b=acrtg[cos(α t) tgβ]=acrtg[cos (20,7) tg(15,85)]=14,870

Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

α t=αtw=acrtg(cosβ tgα )=acrtg(cos ⁡(15,85) tg(20) )=20,7

Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp

Như vậy σ H=547,1 MPa<[σ H]=600,1 => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

−Điều kiện bềnuốn σF 1=2 T1Y F1K F Y ε Y β

z v2= z2

cos3β=

117cos315,85=131răng

- Theo bảng 6.7, trang 98[1], K Fβ=1,12 (ứng với sơ đồ 5) theo bảng 6.14, trang 107[1] với v = 2,98 m/s và cấp chính xác 9, K Fα=1,4

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Hệ số quá tải K qt=T max

T =1

- Áp dụng công thức 6.48, trang 110[1] ứng suất tiếp quá tải

σ H max=σ H√K qt=547,1 √1=547,1 MPa<[σ H]max=1624 MPa

- Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 1 max=σF1 K qt=228,85.1=228,85 MPa<[σ F1]max=480 MPa

σ F 2 max=σF2 K qt=222,66.1=222,66 MPa<[σ F2]max=464 MPa

Bảng 3.1 : Thông số và kích thước bộ truyền cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp

3.2 Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

3.2.1.Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc chịu công suất trung bình và nhỏ nên chọn vật liệu nhóm I có độ

nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồngthời bộ truyền có khả năng chạy

mòn

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2cặp bánh răng như nhau

 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn

Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB230…300

có σ b 1=850 MPa, σ ch1=600 MPa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 300HB

Bánh lớn (bánh bị động): thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB  241 có

σ b 2=800 MPa, σ ch2=580 MPa, Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện

bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị, ta chọn độ rắn của

N FO1=N FO2=4 106(chu kì) đối với tất cả các loại thép

- Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi (6.7 trang 93[1])

- Công thức 6.8 trang 93[1]:N FE1=60 c∑ ( T i

T max)m F n i t i tacó m f =6 (Vì độ rắn mặt răng HB  350)

- Theo bảng 6.2, trang 94[1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có (S H=1,1)

Giới hạn mỏi tiếp xúc σ Hlim0 =2 HB +70

b Ứng suất tiếp cho phép

- Tính toán sơ bộ (6.1a trang 93 [1])

[σ H2]=σ0Hlim2K HL2

S H =650

11,1=591 MPa

[σ H]=[σ H1]+[σ H2]

2 (6.12trang 95[1])

[σ H]=[σ H1]+[σ H2]

609,1+591

2 =600,1 MPa

- Điều kiện: Theo công thức 6.12 trang 95 [1]

[σ H]<1,25.[σ H]min=1,25.591=738,8 MPa (Thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép)

c Ứng suất uốn cho phép

- Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có s F=1,75) và K FC=1 (do quay 1chiều);

d Ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.Theo công thức 6.13 trang 95

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w 1=aw 2=160 mm

Thỏa điều kiện(điều kiệncho phép là 4 %)

Ở đây z3>30 nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước, mặt khác dịch chỉnh ở bánh răng nghiêng hiệu quả không cao vì dịch chỉnh làm giảm khả năng trùng khớp

- Tổng số răng z t=z3+z4=37+117=154răng

-Tính lại góc nghiêng răng β=arccos m(u+1) z1

2 a w =arccos

2 (3,16+1).372.160 =15,85

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Công thức 6.33, trang 105[1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

Với β b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b=acrtg[cos(α t) tgβ]=acrtg[cos (20,7) tg(15,85)]=14,870

Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

α t=αtw=acrtg(cosβ tgα )=acrtg(cos ⁡(15,85) tg(20) )=20,7

Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp

- Z ε Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Như vậy σ H=263,7 MPa<[σ H]=600,1 => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

−Điều kiện bềnuốn σF 1=2 T2Y F1K F Y ε Y β

z4= z4

cos3β=

117cos315,85=131 răng

- Theo bảng 6.7, trang 98[1], K Fβ=1,12 (ứng với sơ đồ 5) theo bảng 6.14, trang 107[1] với v = 2,98 m/s và cấp chính xác 9, K Fα=1,4

3.2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Hệ số quá tải K qt=T max

T =1

- Áp dụng công thức 6.48, trang 110[1] ứng suất tiếp quá tải

σ H max=σ H√K qt=263,7 √1=263,7 MPa<[σ H]max=1624 MPa

- Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 1 max=σF1 K qt=186,91.1=186,91 MPa<[σ F1]max=480 MPa

σ F 2 max=σF2 K qt=181,86.1=181,86 MPa<[σ F2]max=464 MP

Bảng 3.2 : Thông số và kích thước bộ truyền cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp

 u1=3,16u2=3,16,Thời gian làm việc Lh=16000h, tải trọng thay đổi theo sơ đồ

Bộ truyền quay một chiều, làm việc 3 ca

Qui ước các kí hiệu:

k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s : với s là số chi tiết quay

l k: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l ki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

l mki: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

l cki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

b ki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

4.2.1.Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh, theo công thức10.1[1] trang 184, ta có:

k1=10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộphoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

hn=15mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

Chiều dài mayơ bánh đai theo công thức 10.10 trang 189[1]:

l13 = BC=0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(55 + 23) + 10 + 5 = 60 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ,

Vậy F y 2 cùng chiều với chiều giả định

Phương trình cân bằng lực với trục y: ∑F y=¿0¿⇔ Fr - Fy1 - Fr1 + Fy2 =0

⇔ 2309,3 - Fy1 – 3917,2 +4050,5=0

 Fy1 = 2309,3 – 3917,2 +4050,5= 2442,6 (N)

Vậy F y 1 cùng chiều với chiều giả định

Giá trị momen tại các vị trí:

Vậy F x 2 cùng chiều với chiều giả định

Phương trình cân bằng lực với trục x:

∑F x=−Fx1+F t 1−Fx 2=0

⇔ F x1=F t 1−Fx2

⇔ F x1=9972,5−4986,25

⇔ F x1=4986,25 N