đồ án chi tiết máy 2

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc saocho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.. Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án T

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viênngành 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 và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen vớicách 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 đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng vàcông nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc saocho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc hai cấpdạng khai triển để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệthống cơ khí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót,rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng

em hoàn thành đồ

SVTH: Nguyễn Văn Nam

MỤC LỤC

PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ……….

1 Chọn động cơ………5

1.1 Xác định tải trọng tương đương………5

1.2.Xác định công suất cần thiết……….5

1.3.Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ………6

1.4.Chọn động cơ thực tế………7

2 Phân phối tỉ số truyền………7

3 Tính toán các thông số trên các trục………8

3.1.Tính công suất trên các trục……….8

3.2.Tính số vòng quay trên các trục……….8

3.3.Tính momen xoắn trên các trục……….8

3.4.Bảng kết quả tính toán……….9

Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động……….

Chương I Thiết kế bộ truyền đai……… ………10

1.Chọn dạng đai……….10

2.Chọn đường kính đai nhỏ………10

3.Chọn đường kính đai lớn……….10

4.Xác định khoảng cách trục a và chiều dài l……….11

5.Tính góc ôm đai nhỏ ……… 11

6.Tính số đai z……….12

7.Xác định các kích thước chủ yếu của đai……….12

8.Lực tác dụng lên trục và lực căng ban đầu……….13

Chương II.Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc………14

1.Thiết kế bộ truyền cấp nhanh……… 14

1.1 Chọn vật liệu……….14

1.2.Xác định ứng suất cho phép………14

1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép……… 14

1.2.2.Ứng suất uốn cho phép………16

1.2.3.Ứng suất quá tải cho phép……….17

1.3.Tính toán bộ buyền bánh răng trụ răng thẳng………18

1.3.1.Khoảng cách trục sơ bộ………18

1.3.2.Xác định thông số ăn khớp………18

1.4.Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng……… 19

1.4.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc……… ……….19

1.4.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn……….21

1.4.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải………22

1.5.Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh………23

2.Thiết kế bộ truyền cấp nhanh………23

2.1.Chọn vật liệu………23

2.2.Xác định ứng suất cho phép……….24

2.2.1.Tính ứng suất tiếp xúc cho phép……… 24

2.2.2.Xác định ứng suất uốn cho phép……… 25

2.2.3.Ứng suất quá tải cho phép………25

2.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng………26

2.3.1.Khoảng cách trục sơ bộ……… 26

2.3.2.Xác định các thông số ăn khớp……… 26

2.4.Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng………27

2.4.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc……… 27

2.4.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn………29

2.4.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải……….30

2.5.Thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 31

Phần III.Thiết kế các chi tiết đỡ nối………

Chương I Thiết kế trục……… 31

1.Chọn vật liệu………31

2.Tính sơ bộ trục………31

3.Tính gần đúng trục……… 31

3.1.Trục I……… 34

3.2.Trục II……….37

3.3.Trục III………40

4.Tính chính xác trục………42

4.1.Trục I……… 43

4.2.Trục II……….44

4.3.Trục III……… 45

Chương II.Tính then………47

1.Tính then lắp trên trục I……….47

2.Tính then lắp trên trục II………47

3.Tính then lắp trên trục III……….48

Chương III.Tính và chọn ổ lăn……….49

1.Chọn loại ổ lăn……….49

2.Kiểm tra khả năng tải trọng của ổ……… 49

Chương IV Chọn khớp nối………52

Chương V Thiết kế các kích thước vỏ hộp………53

Chương VI Bôi trơn hộp giảm tốc……… 54

PHẦN I:

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện

1.1.Xác định tải trọng tương đương :

Gọi : P là công suất trên bang tải

là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

Pt là công suất tính toán trên trục công tác

1.2.Xác định công suất cần thiết:

Hiệu suất hệ dẫn động η :     1 .2 3 (Theo công thức (2.9)[1] )

= 0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn được che kín ( 4 cặp )

= 0,96 hiệu suất 1 cặp bánh răng được che kín (2 cặp)

= 0,95 hiệu suất bộ truyền đai để hở.

= 0,99 hiệu suất khớp nối

= 0,994.0,962.0,95.0,99 = 0,83

Công suất cần thiết :

Pct = = = 3,1 (kW)

1.3.Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:

- Số vòng quay trên trục công tác nlv :

Theo công thức (2.16)[1] ta có

= = = 45,5

(trong đó v = 1 m/s vận tốc băng tải, D = 420 mm đường kính tang )

- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut :

Theo công thức (2.15)[1] ta có :

Trong đó:

là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang

là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

- Số vòng quay trên trục động cơ nsb

Theo công thức (2.18)[1] ,ta có:

45,5.60 = 2730

Vận tốc quay (v/ph)

4A100S2Y

3

2 Phân phối tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: (Theo 3.23 ) TL1

= = = 63,30

Mà:

Trong đó:

là tỉ số truyền của đai

là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn

= 4 = = = 15,825

Với ( là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm )

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển,tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm được xác định theo công thức:

3 Tính toán các thông số trên các trục:

3.1.Tính công suất trên các trục:

- Trên trục công tác :

Số vòng quay 2880 720 126,54 45,52 45,5Momen

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Chương I Thiết kế bộ truyền đai.

Đường kínhbánh đainhỏ d1 (mm)

Chiều dàigiới hạn

l (mm)

2 Chọn đường kính đai nhỏ: theo bảng 4.21[TL1]

Chọn d1 = 125 (mm) theo tiêu chuẩn

vận tốc của đai:

= = = 18,85 (m/s)

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: =25(m/s)

3 Chọn đường kính đai lớn:

= 100% = 1,5% 4% thỏa mãn điều kiện

4 Xác định khoảng cách trục a vs chiều dài đai L

- Xác định khoảng cách trục a: theo CT 4.14[TL1]

2(d 1 + d 2 ) a 0,55(d 1 + d 2 ) + h

2(125 + 500) 0,55( 125 + 500 ) + 8

1250 351,75

Theo tiêu chuẩn chọn a = 475 (mm) (bảng 4.14 [TL1] u=4,06;a/d2=0,95)

- Chiều dài đai L: theo CT 4.4[TL1]

:công suất trên trục bánh đai chủ động trong trường hợp này chính là ( Pđc

= 4kW)

Kd : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1]

Chọn Kd = 1,25 (hệ dẫn động cơ nhóm II và số ca làm việc là 1)

hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

Với = 135 ta có đc tính theo Ct sau:

= 1 0,003.(180 135) =0,865

hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền,u = 4,06 theo bảng 4.17[TL1] chọn

= 1,14

: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L

Với : là chiều dài thực nghiệm, = 1700 (mm)

8 Lực tác dụng lên trục và lực căng ban đầu

F0 = + Fv

Trong đó: Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra

Fv = qm.v2

Với qm khối lượng 1 mét chiều dài đai, Theo bảng 4.22[TL1] qm = 0,105

Chương II Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.

1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh.(bánh răng trụ - răng thẳng)

Căn cứ theo bảng 6.1[TL1] chọn vật liệu làm rang như sau:

- Bánh răng nhỏ ta chọn thép 40X tôi cải thiện với thông số như sau:

- Bánh răng lớn ta chọn thép như bánh răng nhỏ nhưng do bán kính lớn làm việc với vận tốc thấp hơn bánh nhỏ ,chịu va đập thấp hơn nên ta chọn : HB2 = 240

KXH : là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng

: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

SH : là hệ số an toàn

KHL :là hệ số ảnh hưởng chu kỳ làm việc

Trong thiết kế sơ bộ chọn ZR.Zv.KXH = 1

NHO số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử tiếp xúc:

NHO = 30.HB2,4 (theo 6.5[1] là số chu kì cơ sở)

 = 30.2602,4 = 18752418,64

 = 30.2402,4 = 15474913,67

NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Đối với tải trọng thay đổi:

NHE = 60.c ni.ti

Với :

 c số lần ăn khớp trong 1 vòng; lấy c = 1

 Ti là momen xoắn

 ni là số vòng quay tại bánh răng đang xét

 ti là tổng số thời gian làm việc ;thời hạn 8 năm, số ca làm việc là

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng thẳng = = 500MPa

1.2.2 ứng suất uốn cho phép []:

Theo CT 6.2[TL1] ta có:

=

Trong đó:

 : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

 : hệ số an toàn khi tính về uốn

Theo bảng 6.2[TL1] với thép 40X tôi cải thiện

SF = 1,75 ; = 1,8HB

= 1,8.260 = 468 (MPa)

= 1,8.240 = 432 (MPa)

 YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

 YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

 KXF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KXF = 1

 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1

 KFL : hệ số tuổi thọ

KFL =

Với : mF = 6

NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

và NFO = 4.106 với tất cả loại thép

NFE: số chu kỳ thay đổi ứng duất tương đương

Vì tải trọng thay đổi

NFE = 60.c .ni.ti

Với bánh răng nhỏ trên trục I:

= 60.1.720.37562,88.[16 + (0,9)6 +(0,7)6 ] = 837074713,5

Với bánh răng lớn trên trục II:

= 60.1.126,54.37562,88.[16 + (0,9)6 +(0,7)6 ] = 147115880,9

Ta thấy : > NFO ; > NFO KFL = 1Thay số vào ta có :

= = = 267,45 (MPa)

= = = 246,86 (MPa)1.2.3 ứng suất quá tải cho phép:

1.4.Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

1.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

1.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng

,: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2; với Z1 = 19;Z2 = 108 và hệ số dịch chỉnh x1 = 0,0825; x2 = 0,4325 theo bảng 6.18[TL1]

Vậy cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện độ bền uốn

1.4.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo các Ct trong bảng 6.11 tính được:

Đường kính vòng lăn bánh răng lớn: dw2 = 272,07 mm

2.2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép

Vì chọn vật liệu bánh răng giống như bộ truyền cấp nhanh nên ta có: =

Theo CT 6.3[TL1]

KHL =

Trong đó:

mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

mH = 6 vì độ rắn mặt răng HB < 350

NHO số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử tiếp xúc:

NHO = 30.HB2,4 (theo 6.5[1] là số chu kì cơ sở)

 = 30.2602,4 = 18752418,64

 = 30.2402,4 = 15474913,67

NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Đối với tải trọng thay đổi:

NFE: số chu kỳ thay đổi ứng duất tương đương

Vì tải trọng thay đổi

2.4.Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

2.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

: hệ số hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc

2.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng

,: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2; với Z1 = 40;Z2 = 111 và hệ số dịch chỉnh x3 = 0,14; x4 = 0,369 theo bảng 6.18[TL1]

Vậy cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện độ bền uốn

2.4.3 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo các CT trong bảng 6.11 tính được:

Đường kính vòng lăn bánh răng lớn: dw2 = 279,2 mm

Đường kính chân răng: df1 = 105,25 mm

df2 = 303,065 mm

Phần III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI Chương I Thiết kế trục

1 Chọn vật liệu

Trục phải đảm bảo các yêu cầu: Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dễ gia công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn Chọn thép 45 tôi cải thiện: HB=200; =850; =450

2 Tính sơ bộ trục

- Tính đường kính sơ bộ của các trục:

với k = 1,2,3

lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn với trục ra(ở đây trục vào là trục I,trục ra là trục III )

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 bánh răng và thành trong của hộp : 10 (mm)

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

 Chiều rộng ổ lăn: b01=17 (mm);b02=21 (mm);b03=27 (mm)

- đường kính trục ở tiết diện n1 – n1 :

- Tại tiết diện n2 – n2 :

4 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:

S= [S]

Trong đó: [S] hệ số an toàn cho phép thường [S]=1,5…2,5 (khi tăng độ cứng [S]=2,5…3),như vậy không cần kiểm nghiệm độ cứng trục

và lần lượt là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ,ứng suất tiếp

Vì trụ quay đều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng

Trong đó: : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng

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

W : momen cản uốn của tiết diện

Wo : momen cản xoắn của tiết diện

: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Xét tại tiết diện (m1 – m1)

Đường kính trục d = 25(mm), theo bảng 9.1a ta có : b x h = 8 x 7

b: chiều rộng then (mm); h : chiều cao then (mm)

Theo công thức bảng 10.6 ta có : trục có 1 rãnh then

W = ; Wo =

W = 1250,96(mm3); Wo = 2784,16(mm3)

Có thể lấy gần đúng:

= (0,4 – 0,5) = 0,5.850 = 425 N/mm2

Như vậy tiết diện n2 – n2 đảm bảo độ an toàn cho phép

- Xét tiết diện (m2 – m2 ): đường kính trục d =35 (mm)

Theo bảng 9.1a ta có : b x h = 10 x 8

Theo công thức bảng 10.6 ta có : trục có 2 rãnh then

b: chiều rộng then (mm); h : chiều cao then (mm)

Theo công thức bảng 10.6 ta có : trục có 1 rãnh then

= 7,42

S = = 1,83 (thỏa mãn)

Tất cả các trục đều đảm bảo việc an toàn

Chương II.TÍNH THEN

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

1 Tính then lắp trên trục I

Đường kính trục I để lắp then là d = 25 mm

Theo bảng 9.1 ta chọn các thông số b = 8mm; h = 7 mm; t1 = 4; t2 = 2,8;bán kính goc lượn của rãnh r = 0,32

Chiều dài then : lt = 0,8.lm = 0,8.(1,2 – 1,5).d = 24 mm

Trong đó lm là chiều dài may ơ

ứng suất dập cho phép , tra bảng 9.5 = 150 MPa

ứng suất cắt cho phép, tải trọng tĩnh = 60 – 90 MPa

= = 43,91 thỏa mãn

= 16,46 thỏa mãn

Như vậy then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

2 Tính then lắp trên trục II

Đường kính để lắp then trên trục II là : = 30 mm; = 35 mm

 Xét tại tiết diện n2 – n2 đường kính lắp then là d = 30 mm

Theo bảng 9.1 ta chọn các thông số b = 8mm; h = 7 mm; t1 = 4; t2 = 2,8;bán kính goc lượn của rãnh r = 0,32

Chiều dài then : lt = 0,8.lm = 0,8.(1,2 – 1,5).d = 36 mm

= = 131,37 thỏa mãn

= 49,26 thỏa mãn

 Xét tại tiết diện m2 – m2 đường kính lắp then là d = 35 mm

Theo bảng 9.1 ta chọn các thông số b = 10mm; h = 8 mm; t1 = 5; t2 = 3,3;bán kính goc lượn của rãnh r = 0,32

Chiều dài then : lt = 0,8.lm = 0,8.(1,2 – 1,5).d = 42 mm

= = 96,51 thỏa mãn

= 28,95 thỏa mãn

Như vậy then trên trục II thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

3 Tính then trên truc III

Đường kính để lắp then trên trục III là d = 50 mm

Theo bảng 9.1 ta chọn các thông số b = 14mm; h = 9 mm; t1 = 5,5; t2 = 3,8;bán kính goc lượn của rãnh r = 0,32

Chiều dài then : lt = 0,8.lm = 0,8.(1,2 – 1,5).d = 60 mm

*Trục I: Với d=20 mm chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 304 tra bảng P2.7-phụ lục có:

Đường kính trong: d=20 mm ; đường kính ngoài: D=52 mm

2 Kiểm tra khả năng tải trọng của ổ:

-Khả năng tải động Cd được tính theo công thức : Cd=Q

Trong đó: Q là tải trọng động quy ước

L là tuổi thọ tính bằng trệu vòng quay

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi nên m=3Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì: Lh

-Tải trọng quy ước tính theo công thức:

Đối với ổ bi đỡ : Q=(XVFr+YFa).kt.kđ

Trong đó: Fr và Fa - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

V- hệ số kể đến vòng nào quay ; vì vòng trong quay V=1 ;

kt- hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ; kt=1 khi =105

Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo

-Kiểm tra tải tĩnh của ổ: Qt=Xo.Fr+Yo.Fa

Xo ,Yo-hệ số tải trọng hướng tâm ,dọc trục