Đồ án môn học Chi tiết máy - Thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án môn học thiết kế chi tiết máy hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng khai triển 2 cấpBản thuyết minh và hình vẽ đồ án môn học thiết kế chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển 2 cấp với các nội dung về tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền, tính toán bộ truyền đai, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc, kiểm tra bôi trơn ngâm dầu, kiểm nghiệm then, chọn ổ lăn và nối trục, thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ, chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép.

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Lời nói đầu

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền công nghiệp hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò rất quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hệ hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại những kiến thức đã học trong các môn Chi tiết máy, Nguyên lý máy, vẽ kỹ thuật…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quát về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn…thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sinh viên có thể hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Thanh Tùng, các thầy bộ môn và các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình làm đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy sai sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ýkiến từ thầy và các bạn!

Sinh viên thực hiện

Ngô Đình Phong

56ØD

Trang 2

Đặc tính tải trọng Êm

PHẦN I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠa) Xác định động cơ cần thiết của động cơ.

Gọi: N là công suất tính toán trên máy công tác, KW

N ctlà công suất cần thiết, KW

η là hiệu suất chung của hệ dẫn động

Với m = 2 là số cặp bánh răng, k = 4 là số cặp ổ lăn

• Trong đó: η1, η2,η3, η4được tra bảng 2.3[1] bảng trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ

η1=0,96 ; Hiệu suất bộ truyền đai

η2=0,97 ; Hiệu suất bộ truyềnbánh răng côn

η3=0,99 ;Hiệu suất của một cặp ổ lăn

η4=1 ; Hiệu suất của khớp nối

→ η=0,96 0,972 0,994.1=0,87

Suy ra: N ct=N

η=

20,87=2,3(KW )

b) Tính số vòng quay trên trục tang

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U SB

Theo bảng 2.4[1] bảng tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, ta chọn:

Trong đó: V là vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s;

D là đường kính tang quay, mm;

n lv là số vòng quay của trục máy công tác, vg/ph;

Theo bảng P1.2, Phụ lục với N ct=2,2 KW và n đ b=1000vg/ph dùng động cơ DK51-6 với N đ c=2,8 KW và

Trong đó: u nhlà tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc

u ch là tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

→ u ch=√ u h

1,25=√1,2520 =4

→ u nh=u h

u ch=

20

4 =5

Vậy phân phối tỉ số truyền như sau:

Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc: u nh=5

Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc: u ch=4

Tỉ số truyền của bộ truyền đai: u đ=3,4

d) Công suất động cơ trên các trục:

Công suất làm việc N = 2 KW ( Công suất trên bang tải )

• Công suất trên các trục

- Công suất trên trục III là:

N3= N

η4 η3=

20,99=2,02 KW

- Công suất trên trục II là:

N2= N3

η2 η3=

2,020,9603=2,1 KW

- Công suất trên trục I là:

N1= N2

η2 η3=

2,10,9603=2,19 KW

• Momen xoắn trên các trục:

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

1 Tóm tắt

- Tốc độ quay của bánh đai nhỏ: n d 1=n đc=950 vg/ph

Sai số ∆ n nằm trong phạm vi cho phép (3 ÷ 5)%

• Xác định các thông số của đai:

- Với đường kính đai nhỏ D1=160 mm, vận tốc của đai v=7,95 m/s và N ct=2,3 kW ta chọn loại đai có kí hiệu УA có các thông số như sau:A có các thông số như sau:

- [P0] =1,5 là công suất cho phép, kW.

- K đ=1,2 là hệ số tải trọng động

- C α=0,8975 là hệ số ảnh hưởng của góc ôm α

- C l=1 là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- C u=1,14 là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

- C z=0,98 hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân booa không đều tải trọng cho các dây đai

• Lực ban đầu và lực tác dụng lên trục:

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1- Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt, theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau:

Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:

- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b 2=750 MPa , σch 2=450 MPa

Theo (6.6):

N HE=N FE=N =60 cn t Σ

Trong đó: c, n, t Σ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng

số giờ làm việc của bánh răng

4- Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

• Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a):

a w 1=K a(u1+1)3

√ T1K Hβ

[σ H]2u1Ѱ ba

Trang 14

Theo bảng 6.6 chọn Ѱ ba=0,3 ; với bánh răng nghiêng thì K a=43 ( bảng 6.5) theo (6.16)

Suy ra β=18,2 °=18 °11' 41' '

• Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33) , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

σ H=Z M Z H Z ε√2 T1K H(u+1)

b w u d w 12

- Theo bảng 6.5, Z M=274 MP a1 /3

- Theo (6.35)

tg β b=cosαt tgβ=cos(21.05) tag(18,2)=17,06 °

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 0,753 m/s < 5 m/s, Z v=1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác vềmức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a=1,5 …1,25 μmm do đó

Z R=1; với d a<700 mm , KxH=1,do đó theo (6.1) và (6.1a)

z v 1= z1

cos3β=

200,953=23

z v 2= z2

cos3β=

1000,953=116

Tra theo bảng 6.18 ta được

Y F 1=4,Y F 2=3,6

Với m = 2,5 ; Y S=1,08−0,695 ln (2,5)=1,022 ;YR=1; KxF=1

Do đó theo (6.2) và (6.2a) ta có:

[σ F 1]=[σ F 1].Y R Y S K xF=252.1 1,022.1=257,5 MPa

Tương tự tính được [σ F 2]=241,7 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=99.1,8=178,2 MPa<[σ F 1]max=464 MPa

σ F 2 max=σ F 1 K qt=89,1.1,04=160,38 MPa<[σ F 2]max=360 MPa

cosβ = m(z1+z2)

2 a w 2 =

3 (31+124)2.241 =0,9647

Suy ra β=15,26 °=15 ° 15' 44 ' '

Theo (6.33), ứng suất tiếp xíc trên mặt răng làm việc

Do đó K F=K Fβ K Fα K Fv=1,17.1,37 1,005=1,611

- Với ε α=1,689, Y ε=1

ε a=

11,689=0,592

z v 2= z2

cos3β=

1240,96473=138

Theo (6.48) với K qt=Tmax

T =1,8

σ H 1 max=464,3√1,8=623<[σ H]max=1260 MPa

Theo (6.49)

σ F 1 max=σ F 1 K qt=72,9.1,8=131,22 MPa<[σ F 1]max=464 MPa

σ F 2 max=σ F 1 K qt=69.1,8=124,2 MPa<[σ F 2]max=360 MPa

Đường kính đỉnh răng d a 1=102,6 mm ; da2=391,6 mm

PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN

Lấy d2=45 mm, trong đó ta lấy [τ]=30 MPa

Trang 24

d3≥√3 14132600,2.30 =61,7

Lấy d3=65 mm , trong đó lấy [τ]=30 MPa

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

Từ đường kính sơ bộ của trục d1=30, d2=45, d3=65 mm tra theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng của ổ như sau:

k1=10 mm – khoảng cach từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khe hở giữa các chitiết máy.

k2=10 mm – khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3=10 mm– khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ

h=16 mm – chiều cao nắp ổ và bulông

4 – Tính toán và vẽ biểu đồ momen

• Tính toán và vẽ biểu đồ momen trục I

Lực tác dụng của bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục

F t 1=F t 2=2T1

d w 1=

2.7661052,666 =2909 N

F r 1=F r 2=F t 1 tg a tw

cosβ =2909

0.380,95=1178,5 N

Trang 28

146782,5 28454,85

76602,7 76602,7

• Tính toán và vẽ biểu đồ momen trục II

F t 3=F t 4=2T2

d w 3=

2.367307,796,4 =7620,5 N

433478,5

367308 367308

e

i

i e

• Tính toán và vẽ biểu đồ momen trục III

τ m(e−e)=τ a(e−e)=τ max (e−e)

T(e−e)

2W O(e−e)=

367307,72.17892 =10,26 N /mm

Vậy

s σ (e−e)= 261,6

1,26.48,7=4,26

Trang 38

Kích thước của then (bảng 9.1), trị số momen cản uốn và momen cản xoắn (bảng 10.6) ứng với các tiết diện trục như sau:

1252324053641041344028

27867060116482268594293Trang 40

II – TÍNH THEN

Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền momen chuyển động từ trục qua bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then

• Trục I

Trên trục 1, tại tiết diện 10 ta lắp then có các thông số b x h x t1 x t2=8 x 7 x 4 x 2,8 ( tra bảng 9.1a)

- Kiểm nghiệm then về độ bền dập, theo công thức (9.1)

τ c=2.7661025.46 8=16,6 MPa<[τ c]

→ Vậy thỏamãn về độ bền cắt

Như vậy, then trên trục I tại tiết diện 10 thỏa mãn các điều kiện về độ bền

Trên trục 1, tại tiết diện 12 ta lắp then có các thông số b x h x t1 x t2=10 x 8 x 5 x 3,3 ( tra bảng 9.1a)

- Kiểm nghiệm then về độ bền dập, theo công thức (9.1)

T1=76610 Nmm; d=34 mm; l t=(0,8 ÷ 0,9)lm=47,6 ÷ 53

Chọn l t=50

Thay vào công thức trên ta được:

σ d= 2.7661034.50(8−3,3)=19 MPa <[σ d]

τ c=2.7661034.50 10=9 MPa<[τ c]

→ Vậy thỏamãn về độ bền cắt

Như vậy, then trên trục I thỏa mãn các điều kiện về độ bền

• Trục II

Trên trục II,tại tiết diện 21 ta lắp then có các thông số b x h x t1 x t2=12 x 8 x 5 x 3,3 ( tra bảng 9.1a)

- Kiểm nghiệm then về độ bền dập, theo công thức (9.1)

Chiều dài thenbánh dẫn :l t 1=(0,8 ÷ 0,9) lm=44,4 ÷ 49,95

Thay vào công thức trên ta được:

σ d= 2.367307,7

40.46 (8−3,3)=85 MPa<[σ d]

Trang 42

τ c=2.367307,740.46 12 =33,3 MPa<[τ c]

→ Vậy thỏamãn về độ bền cắt

Như vậy, then trên trục II thỏa mãn các điều kiện về độ bền

Trên trục II,tại tiết diện 22 ta lắp then có các thông số b x h x t1 x t2=16 x 10 x 6 x 4,3 ( tra bảng 9.1a)

- Kiểm nghiệm then về độ bền dập, theo công thức (9.1)

τ c=2.367307,740.70.12 =21,8 MPa<[τ c]

→ Vậy thỏamãn về độ bền cắt

Như vậy, then trên trục II tại tiết diện 22 thỏa mãn các điều kiện về độ bền

• Trục III

Trên trục III tại tiết diện 31 ta lắp then có các thông số b x h x t1 x t2=22 x 14 x 9 x 5,4 ( tra bảng 9.1a)

- Kiểm nghiệm then về độ bền dập, theo công thức (9.1)

Khả năng tải động tính theo công thức (11.1)

C đ=Q m√L

Q – Tải trọng động quy ước, kN;

Theo (11.4), ta có:

Q=(X F r+Y F a)k t k d

Trong đó : F r và F a−tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục , kN ;

k t−hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ;

Vậy lực hướng về bên trái

Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau nên tachỉ tính đối với gối đỡ ở trục bên trái ( A ) và chọn ổ cho gối trục này Gối trục kia lấy cùng loại

Ta có: Y =1,5 ; X=1 k t=1 (n hi ệ t độ l à m việ c d ướ i100℃ ); k đ=1(t ải tr ọ ng t ĩ n h)

• Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

F a 2−F a3=1124,4 kNkhá lớn so với lực hướng tâm, nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Khả năng tải động tính theo công thức (11.1)

C đ=Q m

√L

Q – Tải trọng động quy ước, kN;

Theo (11.4), ta có:

Q=(X F r+Y F a)k t k d

Trong đó : F r và F a−tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục , kN ;

k t−hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ;

Vậy lực hướng về bên trái

Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau nên tachỉ tính đối với gối đỡ ở trục bên trái ( A ) và chọn ổ cho gối trục này Gối trục kia lấy cùng loại

Ta có: Y =1,5 ; X=1 k t=1 (n hi ệ t độ l à m việ c d ướ i100℃ ); k đ=1(t ải tr ọ ng t ĩ n h)

Q=R A=(1.4854 +1,5.1753,7) 1.1=7484,55 N =7,48455 kN

Vậy C đ=7,48455.√381,18=32,4 kN

Ta chọn ổ có kí hiệu 46307 (bảng P2.12)

Với d ¿35 mm ; C = 33,4 kN; C0=25,2 kN ;đường kính ngoài D=80 mm ;chiều rộng B=21 mm

• Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Trang 48

Trong đó: L=20,3 tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay; công thức (11.2)

Q – Tải trọng động quy ước, kN;

Theo (11.4), ta có:

Q=(X F r+Y F a)k t k d

Trong đó : F r và F a−tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục , kN ;

k t−hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ;

Vậy lực hướng về bên phải

Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau nên tachỉ tính đối với gối đỡ ở trục bên phải ( B) và chọn ổ cho gối trục này Gối trục kia lấy cùng loại

Ta có: Y =1,5 ; X=1 k t=1 (n hi ệ t độ l à m việ c d ướ i100℃ ); k đ=1(t ải tr ọ ng t ĩ n h)

Q=R A=(1.4183+1,5.2253 ).1 1=7857,4 N=6436 kN

Vậy C đ=6436.√320,3=17,5 kN <17,5 kN

Trang 50

Ta chọn ổ có kí hiệu 46213 (bảng P2.12)

Với d=65 mm ; C = 54,4 kN; C0=46,8 kN ;đường kính ngoài D=120 mm ;chiều rộng B=23 mm

• Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

- Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ và vỏ hộp theo hệ trục

- Chọn kiểu lắp bằng độ dôi để các vòng ổ không trượt theo bề mặt trục

- Sai lệch cho phép vòng trong của ổ là âm, sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương

• Cố định theo phương dọc trục:

- Để cố định theo phương dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc nắp của ổ với lắp hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và dễ lắp ghép

• Che kín ổ lăn:

- Để che kín các đầu trục nhô ra tránh sự xâm nhập của môi trường vào ổ, và ngăn mỡ chảy

ra ngoài ta dùng các loại vòng phớt

PHẦN VI: KHỚP NỐI

• Chọn khớp nối

Nối trục đĩa bao gồm hai đĩa có mayơ, mỗi đĩa lắp trên đoạn cuối của mỗi trục bằng mối ghép then Hainửa đĩa được nối với nhau bằng mối ghép bulông Trong trường hợp này ta chọn dùng lắp bulông lắp không khe hở

Vì vận tốc vòng của đĩa V >25 m/s, nên chọn vật liệu đĩa là thép

Momen xoắn trên khớp nối

T x=1413260 Nmm

T t=1,3 Tx=1,3.1413260=1837238 Nmm

Trong đó:

Trang 52

Theo bảng 16.4[2] ta có kích thước khớp nối như sau

• Kiểm tra điều kiện bền cho khớp nối

Dùng bulong không khe hở, lực xiết cần thiết đối với mỗi bulông

V ≥ 2 k T x

Zf D0=

2.1,3 14132604.0,15 145 =42235 Nmm

Trong đó: D0−đường kính vòng tròn điqua tâm các bulông

Z−số bulông

f −hệ số ma sát , có thể lấy trong khoảng 0,15÷ 0,2

Kiểm tra điều kiện bền cắt

PHẦN VII: CẤU TAO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT

KHÁC

 VỎ HỘP GIẢM TỐC

Chọn vỏ hộp đúc bằng vật liệu gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để lắp ghép được dễ dàng Theo bảng 18.1 ( sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T.2”) cho phép ta xác định kích thước của các phần tử sau đây:

Nắp hộp, δ1

δ=0,03 a+ 3=0,03.241+3> 6 ; lấy δ=12 mm

Khoảng 2 °

Trang 54

Z=6 D=120 → D2=140 ; D3=135 ;h=12;

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa các bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Để kiểm tra các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp,

ta làm cửa thăm có nắp quan sát, theo bảng 15.2[2] ta tra ra một số kích thước của nắp quan sát:

Trọng lượng nâng được : 550(a); 500(b); 250(c).

 Chốt định vị:

Tra bảng 18.4b[2] ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn

d=6 mm ;c=1 mm ;l=20 ÷110 mm

 Que thăm dầu:

Để tránh sóng dàu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc liên tục, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài

Trang 58

PHẦN VIII: BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN

KHỚP

1 - Bôi trơn bộ truyền trong hộp.

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục và các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc

- Vì vận tốc của bánh răng nhỏ theo bảng 18.13 nên ta chọn cách bôi trơn cho bánh răng trong dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc

- Khi vận tốc vòng v1=0,753 m/s , v2=0,2756 m/s, vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6bán kính bánh răng cấp nhanh, còn đối với cấp chậm là 1/4 bán kính 0,4 – 0,8 lít cho 1

kW Chọn độ nhớt của dầu ở 50℃ với bánh răng thép σ b=600N/mm2

2 - Bôi trơn ổ lăn.

- Bộ phận của ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc truyền bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn tóe để dẫn dầu vào trong hộp và bôi trơn các bộ phận của ổ Có thể

- Lượng mỡ chưa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho mỡ rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu

3 – Điều chỉnh ăn khớp.

- Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số về lắp ghép làm cho vị tríbánh răng trên trục không chính xác Để bù vào sai số đó ta lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn