Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp tốc độ

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng tải trọng trung bình...21 5.. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng tải trọng trung bình...31 5.. Trong đó: u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay mộ

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên ngành cơ khínói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy Đồ

án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép,nguyên lí máy và chi tiết máy, giúp cho sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ

án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nóiriêng và công nghiệp nói chung, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm màvẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng Và nhà trường đã tạo điều kiện cho

chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu: “Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp tốc độ” Do lần đầu tiên làm quen với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn

có những mảng chưa nắm vững nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của nhóm emkhông thể tránh khỏi những sai xót Nhóm em rất mong được sự đóng góp ý kiếnquý báu của thầy cô, giúp nhóm em có được những kiến thức cần thiết để sau này

ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong khoa cơ khí vàđặc biệt là thầy Đặng Văn Ánh đã tận tình giúp đỡ nhóm em hoàn thành đồ án củanhóm

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

NHẬN XÉT 2

ĐỀ 3

MỤC LỤC 4

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 7

I Phân phối tỉ số truyền 8

II Chọn động cơ 8

III Sơ đồ bố trí máy 11

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP SỐ 13

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17

I Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh 18

1 Chọn thép cho bánh nhỏ và bánh lớn 18

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép 18

3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng 21

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng tải trọng trung bình 21

5 Tính khoảng cách trục 21

6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác 21

7 Định chính xác hệ số tải trọng K 22

8 Xác định môđun, số răng 22

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 24

10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn 25

11 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng nghiêng 26

12 Tính lực tác dụng lên trục 27

II Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ở cấp chậm 28

1 Chọn thép cho bánh nhỏ và bánh lớn 28

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép 28

3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng 31

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng tải trọng trung bình 31

5 Tính khoảng cách trục 31

6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác 32

7 Định chính xác hệ số tải trọng K 32

8 Xác định môđun, số răng 33

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 34

10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn 34

11 Các thông số hình họ chủ yếu của bộ truyền 36

12 Tính lực tác dụng lên trục 37

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 38

A Tính đường kính sơ bộ của trục 39

B Tính gần đúng trục 40

I Trục I 43

II Trục II 47

C Tính chính xác trục 53

I Tính trục I 54

1 Tại tiết diện n – n 54

2 Tại tiết diện m - m 55

II Tính trục II 56

1 Tại tiết diện e - e 56

2 Tại tiết diện i - i 57

III Tính trục III 58

D.Tính then 59

I Tính then trục I 59

II Tính then trục II 61

III Tính then trục III 62

CHƯƠNG V: CHỌN Ổ LĂN 63

I Trục I 64

II Trục II 65

III Trục III 66

IV Chọn kiểu lắp ổ lăn 67

CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC 68

TÀI LIỆU THAM KHẢO 75

CHƯƠNG I

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN

Vậy = 0,3 = 0,225s

= 0,3 = 0,225s = 0,4 = 0,3sMômen đẳng trị:

Ta phải chọn công suất lớn hơn công suất định mức

Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ

Theo đề = 80 (V/ph)

Hiệu suất động cơ = 0,87.

Khối lượng động cơ 66,5 Kg

III Phân phối tỉ số truyền (bảng 1)

Tỉ số truyền chung:

Trong đó: : là số vòng quay của trục động cơ

: là số vòng quay của trục đầu ra hộp giảm tốc.Chọn trước

Để các bánh răng của 2 cấp đều được ngâm trong dầu ta có thể chọn tỉ sốtruyền theo hệ thức:

CHƯƠNG II

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

HỘP SỐ

Chọn đai thang vì đai thang có nhiều ưu điểm, ma sát cao, làm việc ổn định,không ồn, kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, có thể thiết kế quá tải, truyền động giữahai trục có khoảng cách xa nhau.

Động cơ có công suất 5,5 Kw, số vòng quay động cơ = 1450 (V/ph)

1 Chọn sơ bộ vận tốc của đai v > 5 m/s có thể dùng đai loại A và Ђ Tính theo 2 phương án chọn phương án có lợi hơn.

Diện tích tiết diện 81 138

5 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách

trục A sơ bộ:

1202,07 1538,65Lấy chiều dài danh nghĩa theo tiêu chuẩn

Kiểm nghiệm số vòng quay u trong 1 giây

Đều nhỏ hơn

6 Xác định khoảng cách trục A theo chiều dài

đai đã lấy theo tiêu chuẩn và đường kính

341,252 384,69Khoảng cách nhỏ nhất để mắc đai

Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng

379,742430,89

1,71,67Các hệ số

0,8

Chọn đai A vì đường kính bánh dẫn và bánh bị dẫn nhỏ gọn hơn đai Ђ Tuychiều rộng đai có lớn hơn và số đai tính theo công thức gần đúng với số đai cầnchọn.

CHƯƠNG III

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG

I Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh.

Tỉ số truyền i = 3,432

Công suất N = 5,28 Kw

Số vòng quay trục I n = 725 V/ph

Thời gian làm việc 7000 giờ

1 Chọn thép 55 cho bánh nhỏ và thép 45 cho bánh lớn đều thường hóa,

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép.

[σ]tx =

Hệ số chu kì ứng suất tiếp tính theo

Số chu kì cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc

Ntđ: Số chu kì tương đương

Tìm số chu kì tương đương dựa vào số liệu tính ở chương I và sơ đồ tảitrọng

Số chu kì tương đương bánh lớn

Trong đó: u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay mộtvòng (u = 1).

Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép:

Vậy ứng suất tiếp xúc của mỗi bánh:

Ứng suất uốn cho phép theo chu kì mạch động:

Số chu kì tương đương của bánh lớn

Trong đó: u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay mộtvòng (u = 1)

Vậy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở N0 = 5.105 do đó chọn

Giới hạn mỏi uốn của thép 55

σ-1 = 0,43 660 = 283,8 N/mm2

Giới hạn mỏi uốn của thép 45

σ-1 = 0,43 580 = 249,4 N/mm2

Hệ số an toàn n = 1,8 (phôi thường hóa)

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ = 1,8

Vậy ứng suất uốn tính được:

Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng.

K = 1,35

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng tải trọng trung bình.

5 Tính khoảng cách trục theo công thức:

Với theo bảng tìm được Kttbảng = 1,25

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức

Tra bảng tìm được hệ số tải trọng động:

Kđ = 1,2 (giả sử b > )

K = Ktt Kđ = 1,125 1,2 = 1,35

Đúng với trị số dự đoán (K = 1,35) cho nên không cần tính lại khoảng cáchtrục A

Như vậy có thể lấy chính xác A = 127

8 Xác định môđun, số răng nghiêng.

Z1 = 37 > 14,3 khi ξ = 0

Số răng bánh lớn:

Z2 = i Z1= 3,432 37 = 126,984

Lấy Z2 = 127Tính chính xác góc nghiêng

Vậy chiều rộng bánh răng b thỏa điều kiện:

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Số răng tương đương

Cả hai bánh đạt yêu cầu về ứng suất uốn của răng.

10 Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian

Khi động cơ bắt đầu làm việc:

Kiểm nghiệm sức bền uốn:

1 Chọn thép 55 cho bánh nhỏ và thép 45 cho bánh lớn đều thường hóa,

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép.

[σ]tx =

Hệ số chu kì ứng suất tiếp tính theo:

Số chu kì cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc

Ntđ: Số chu kì tương đương

Tìm số chu kì tương đương dựa vào số liệu tính ở chương I và sơ đồ tảitrọng

Số chu kì tương đương bánh lớn:

Trong đó: u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một

Số chu kì cơ sở của bánh lớn và bánh nhỏ tra bảng được N0 = 107.

Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ đều nhỏ hơn chu kì cơ

sở Nên hệ số chu kì ứng suất = 1

Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép:

Vậy ứng suất tiếp xúc của mỗi bánh:

Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là:

b Ứng suất uốn cho phép.

Ứng suất uốn cho phép theo chu kì mạch động:

Số chu kì tương đương của bánh lớn:

Hệ số an toàn n = 1,8 (phôi thường hóa).

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ = 1,8

Vậy ứng suất uốn tính được:

5 Tính khoảng cách trục theo công thức:

Với theo bảng tìm được Kttbảng = 1,2

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức:

Tra bảng tìm được hệ số tải trọng động:

Kđ = 1,45

K = Ktt Kđ = 1,1 1,45 = 1,595

Hệ số K khác với dự đoán nên tính lại khoảng cách trục theo công thức:

Cả hai bánh đạt yêu cầu về ứng suất uốn của răng

10 Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian

ngắn.

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức:

Hệ số quá tải (tra trong bảng số liệu động cơ)

Kiểm nghiệm sức bền uốn

Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

11 Các thông số hình học của bộ truyền.

Lực hướng tâm:

CHƯƠNG IV

THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

A Tính đường kính sơ bộ của trục

B Tính gần đúng trục

Khe hở giữa các bánh răng C’ = 10 mm

Khe giữa bánh răng và thành trong của hộp a’ = 10 mm

Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên ổ lăn l2 = 10 mm (vì vậntốc bộ truyền < 3 m/s nên phải làm bạc chắn mỡ)

Chiều rộng ổ B = 21 mm.

Chiều cao của nắp và đầu bulông l3 = 35 mm

Khoảng cách từ nắp đến mặt cạnh của bánh đai l4 = 15 mm

Chiều rộng bánh đai l5 = 100 mm

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh B12 = 60 mm

Chiều rộng bánh răng cấp chậm B23 = 68 mm

Tổng hợp các kích thước ta tìm chiều dài các đoạn trục cần thiết

Vẽ phác sơ đồ hộp giảm tốc ta thấy có thể đặt phía đuôi động cơ về cùngchiều với hộp giảm tốc (hình 2)

Hình 2.

Sơ đồ phân tích lực của bánh răng (hình 3)

Hình 3

Hình 4.

Ở đây

Lực tác dụng trục Fđ = 1720,67 N (tính ở chương II)

2/ Mph = 588,25 (a + b) = 588,25 (64,5 + 74) = 81472,625 Nmm.

Ma1 = Mph + Fa1 = 81472,625 + 624,03 = 99351,0845 Nmm.3/ Mph = 1720,67 110,5 = 190134,035 Nmm

Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm n-n và m-m.

Đường kính trục tại tiết diện n-n.

II Tính trục II (hình 5)

Hình 5.

Ở đây:

Ở tiết diện e – e

Ở tiết diện i – i

Tính đường kính trục tại 2 tiết diện nguy hiểm e – e và i – i theo công thức”

Đường kính trục ở tiết diện e – e Chọn thép 45 ta tra bảng được:

Đường kính trục tại tiết diện i – i

Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, ta dùng then, vì thế ta tăngcường đường kính trục lên một ít de – e = 45 mm; di – i = 40 mm

III.Tính trục III (hình 6)

Hình 6.

Ở đây

Ở tiết diện nguy hiểm.

Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Chọn thép 45 ta được :

Lấy d = 52 mm vì trục có rãnh then nên phải làm đường kính lớn hơn

Đường kính tại 2 gối

Trong đó:

hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên

: giới hạn uốn và giới hạn xoắn

Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

Mômen cản uốn và mômen cản xoắn

W và tra bảng vì có lắp then

: hệ số kích thước (tra bảng chọn theo đường kính)

: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn (tra bảng).Chọn hệ số tăng bền

(chọn theo đường kính)

Chọn kiểu rãnh 1; giới hạn bền kéo ;

Tập trung ứng suất do lắp chặt áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép

2 Tại tiết diện m – m d = 36 mm.

Chọn rãnh then kiểu 1; giới hạn bền kéo ;

Tập trung ứng suất do lắp chặt áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép

Chọn kiểu rãnh 1; giới hạn bền kéo ;

Tập trung ứng suất do lắp chặt áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép

2 Tại tiết diện i – i d = 40 mm.

W = 5510

Mu = 196599,4518 Nmm

W0 = 11790

= 238751,51 N

Chọn kiểu rãnh 1; giới hạn bền kéo ;

Tập trung ứng suất do lắp chặt áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép

Trong điều kiện bình thường hệ số an toàn cho phép , không quá lớn so vớibình thường

Chọn kiểu rãnh 1; giới hạn bền kéo ;

Tập trung ứng suất do lắp chặt áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép

Hệ số an toàn n > có thể lấy không cần tính toán lại, tuy trục có thứa bền

: chiều dài mayơ.

Chiều dài then bằng ta chọn theo dãy số chọn: l = 50 mm

Mối ghép cố định, vật liệu làm mayơ là thép, chịu va đập nhẹ, vật liệu làmthen thép 45

Kiểm nghiệm sức bền cắt

b = 10 mm;

(chịu va đập nhẹ, vật liệu làm then thép 45)

Vậy chọn then b = 10 mm; h = 8 mm; t = 4,5 mm; t1 = 3,6 mm; K = 4,2 mm.Chọn then tại bánh đai cùng loại then này nhưng

(: chiều dài mayơ)

Chiều dài then bằng ta chọn theo dãy số chọn: l = 50 mm

Mx = 238751,51 Nmm

Lắp cố định, vật liệu làm mayơ là thép, chịu va đập nhẹ, vật liệu làm thenthép 45.

Kiểm nghiệm sức bền cắt

(chịu va đập nhẹ, vật liệu làm then thép 45)

2 Đường kính trục tại tiết diện e - e

de - e = 45 mm; ta chọn cùng loại then với tiết diện i – i:

b = 12 mm; h = 8 mm; t = 4,5 mm; t1 = 3,6 mm; K = 4,4 mm; l = 0,8 l m =

0,8 68 = 54,4 mm

(: chiều dài mayơ)

Chiều dài then bằng ta chọn theo dãy số chọn: l = 50 mm

(chịu va đập nhẹ, vật liệu làm then thép 45)

Vậy tại 2 tiết diện e – e và i – i chọn cùng một loại then b = 12 mm; h = 8

mm; t = 4,5 mm; t1 = 3,6 mm; K = 4,4 mm

III.Tính then trục III

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

Chiều dài then bằng ta chọn theo dãy số chọn: l = 56 mm

CHƯƠNG V

CHỌN Ổ LĂN

Trục I và trục II có bánh răng nghiêng nên có lực dọc trục, ta chọn ổ bi đỡchặn, còn trục III ta chọn ổ bi đỡ.

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức

Trong đó:

n: 725 V/ph

h: 7000 giờ

Kiểu 36000 tra bảng được m = 1,5

Kt = 1,2 (va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn)

Kn = 1 (chịu nhiệt độ dưới 100

Kv = 1 (vòng trong ổ lăn quay)

Tổng lực chiều trục:

Trong đó:

Như vậy lực At hướng về phía bên trái Ta tính lực Q ở gối A rồi chọn ổ lăn,còn gối B lấy ổ lăn cùng loại

Tra bảng ta chọn ổ bi đỡ chặn kí hiệu 36307; d = 35mm; D = 80mm; B =21mm.

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức

Trong đó:

n: 211,4 V/ph

h: 7000 giờ

Kiểu 36000 tra bảng được m = 1,5

Kt = 1,2 (va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn)

Kn = 1 (chịu nhiệt độ dưới 100

Kv = 1 (vòng trong ổ lăn quay)

Tổng lực chiều trục:

Như vậy lực At hướng về phía bên phải Ta tính lực Q ở gối D rồi chọn ổ lăn,còn gối C lấy ổ lăn cùng loại.

Tra bảng ta chọn ổ bi đỡ chặn giống trục I kí hiệu 36307; d = 35mm; D =80mm; B = 21mm

Kiểu 36000 tra bảng được m = 1,5.

Kt = 1,2 (va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn)

A = 0 (vì không có lực dọc trục)

Kn = 1 (chịu nhiệt độ dưới 100

Kv = 1 (vòng trong ổ lăn quay)

Tra bảng ta chọn ổ bi đỡ kí hiệu 110; d = 50mm; D = 80mm; B = 16 mm

IV.Chọn kiểu lắp ổ lăn.

1 Dạng chịu tải của ổ lăn.

Với đặc tính tải trọng không đổi chiều vòng trong quay ta có dạng chiều tảicủa các vòng

Vòng trong: tuần hoàn

Vòng ngoài: cục bộ

2 Trục I, trục II, trục III lắp ổ bi và trục theo hệ trục; dạng chịu tải tuần hoàn ổ bi đỡ chặn, chọn kiểu lắp N6, lắp ổ bi vào vỏ dạng chịu tải cục bộ chọn kiểu H7.

3 Cố định trục theo phương dọc trục.

Dùng phương pháp cố định trục ở 2 đầu, đặt ổ vào giữa vai trục và mặt bích

4 Bôi trơn ổ lăn.

Ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ, không thể dùng phương pháp bắn tóe dầu vào

ổ lăn vì vận tốc bánh răng thấp Để ngăn cho mỡ trong ổ không chảy ra ngoàingười ta dùng chắn mỡ

5 Che kín ổ lăn.

Để che kín các đầu trục ra không cho bụ bẩn, tạp chất vào ổ lăn và ngănkhông cho mỡ chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt là đơn giản nhất

CHƯƠNG VI

THIẾT KẾ VỎ HỘP

CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN

KHÁC

Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làmcác trục để làm việc lắp ghép dễ dàng.

Kích thước các phần tử cấu tạo hộp:

Chiều dày thân hộp

Chọn Chiều dày thành nắp hộp

Chọn Chiều dày mặt bích dưới của thân

Chiều dày mặt bích trên của thân

Chiều dày đế hộp không có phần lồi

Chiều dày gân ở thân hộp

Chiều dày gân ở nắp hộp

Đường kính bulông nền

Lậy Đường kính các bulông khác:

Tra bảng chọn bulông M10; chiều dài l = 35 mm.

Nắp cửa thăm có chiều dài A1 = 150; rộng B1 = 100 (phần nắp); phần cửa