Tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp

Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp chosinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy,Sức bền vật liệu, Dung sai & lắp ghép, Vẽ kỹ thuật ...., đ

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU i

LỜI CẢM ƠN ii

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN iii

CHƯƠNG I 1

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1

1.1.1 Xác định công suất động cơ 1

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ 2

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

1.2.1 Xác định tỉ số truyền 3

1.2.2 Xác định công suất momen và số vòng quay trên các trục 4

CHƯƠNG II 6

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 6

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 6

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN XÍCH 8

2.3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 11

2.3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh 12

2.3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 20

CHƯƠNG III 30

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THEN VÀ Ổ LĂN 30

3.1 THIẾT KẾ TRỤC 30

3.2 TINH TOAN VA THIẾT KẾ THEN 52

3.3 TINH TOAN VA CHỌN Ổ LAN 54

CHƯƠNG 4 61

THIẾT KẾ VÀ CHỌN VỎ HỘP – CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ - BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 61

4.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP 61

4.2 CHỌN CHI TIẾT PHỤ 62

4.2.2 Bôi trơn hộp giảm tốc 62

4.2.2 Nút thông hơi 63

4.2.3 Cấu tạo nắp cửa thăm 63

4.2.4 Cấu tạo vít nâng 64

4.2.5 Cấu tạo nút tháo dầu 65

4.2.6 Que thăm dầu 66

4.2.7 Cấu tạo của chốt định vị 67

4.3 DUNG SAI LẮP GHEP 67

TÀI LIỆU THAM KHẢO 69

MỤC LỤC BẢNG

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trongchương trình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp chosinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy,Sức bền vật liệu, Dung sai & lắp ghép, Vẽ kỹ thuật , đồng thời giúp sinh viên làmquen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốtnghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốcbánh răng trụ 2 cấp, bộ truyền đai và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động

cơ điện thông qua bộ truyền đai tới bộ truyền xích tới hộp giảm tốc và sẽ truyềnchuyển động tới trục tang bằng khớp nối trục

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn cónhững mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bàigiảng của các môn có liên quan song bài làm của chúng em không thể tránh đượcnhững sai sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các Thầy trong

bộ môn để em có thể cũng cố và nắm vững kiến thức, rèn luyện thêm nhiều kỹ năng

để hoàn thành tốt môn học này và chuẩn bị cho việc ra trường sắp tới

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các Thầy trong bộ môn Cơ khí, đặcbiệt là thầy Bùi Văn Hữu, người đã trực tiếp hướng dẫn, tận tình chỉ bảo cho emhoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Cần Thơ, Tháng 11 năm 2017Nhóm sinh viên thực hiện

Đinh Tấn Thiệt

Lê Nhựt Thanh

Sau cùng, em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn Bùi Văn Hữu đã tận tình giúp đỡ em trong suốt qua tình thực hiện đồ án.

Em xin chân thành cảm ơn!

Cần thơ, tháng 11 năm 2017 Sinh viên thực hiện

Đinh Tấn Thiệt

Lê Nhựt Thanh

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN

Cần thơ, ngày … tháng … năm 2017 Giáo viên hướng dẫn

CHƯƠNG I

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1.1 Xác định công suất động cơ

- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức

Pct = Pt/ηηtrong đó Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW; Pt – công suất tínhtoán trên trục máy công tác, kW; η – hiệu suất truyền động

Tra bảng 2.3, ta được các hiệu suất:

ηđ = 0,95 – hiệu suất của bộ truyền đai;

ηx = 0,93 – hiệu suất của bộ truyền xích để hở;

ηol = 0,995 – hiệu suất của một cặp ổ lăn;

ηbr = 0,97 – hiệu suất của một cặp bánh răng;

ηnt =1 – hiệu suất của khớp nối trục;

trong đó: in – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc, gồm tỉ

số truyền của bộ truyền đai (iđ) và bộ truyền xích (ix);

ih – tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

Tra bảng 2.4, ta được các tỉ số truyền:

- Từ it và ntg ta có thể tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Trong đó: Mmm –Momen mở máy của thiết bị cần dẫn động

MK – Momen khởi động của động cơ

Mdn – Momen danh nghĩa của động cơ

Hiệusuất % Mm/ηMđm Mmax/ηMđm Mmix/ηMđm

Kl đcứng với

ш2(kg)A02-51-

- Kết luận: Động cơ A02-51-4 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế

trong đó unhanh,uchậm là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm.

- Tính lại giá trị ingoài

ingoai= ic/η(inhanh.ichậm)=47,044/η(3,9.3)= 4

1.2.2 Xác định công suất momen và số vòng quay trên các trục

- Công suất trên trục động cơ:

Nct = 7,355 kWCông suất trên trục I:

NI = Nct.( ηđ ηol) = 7,355.0,95.0,995 = 6,95 kWCông suất trên trục II:

NII = NI (ηx ηol) = 6,95.0,93.0,995 = 6,43 kWCông suất trên trục III:

NIII = NII.( ηbr ηol) = 6,43.0,97.0,995 = 6,21 kWCông suất trên trục IV:

NIV = NIII.( ηbr ηol) = 6,21.0,97.0,995 = 5,99 kWCông suất trên trục tang:

Nt = 5,99 kW

- Tốc độ quay của các trục:

nđc = 1460 vg/ηph

nI = nđc/η iđ = 1460/η2 = 730 vg/ηph

Trụcđộng cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV Trục Tang

CHƯƠNG II

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.

Truyền động đai được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau vàyêu cầu làm việc êm Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàn chocác chi tiết máy khác khi bị quá tải đột ngột Tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánhđai nên tỷ số truyền không ổn định Vì vậy tốt nhất ta chọn loại đai có tỷ số truyềnkhông quá 10

Số liệu cho trước :

- Công suất trên trục dẫn : Pct = 7,355 kW

- Số vòng quay của trục dẫn: nđc = 1460 vg/ηph

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđai=2

Bảng 2.1 Tính toán và chọn đai

Định đường kính bánh đai nhỏ Theo bảng 5-14

Lấy D1, mm

200Kiểm nghiệm vận tốc của đai:

v=π.950 D1

Tính đường kính D2 của bánh lớn

D2 = D1.i.(1- ε) = D) = D1.3 (1-0,02) mm

(Đối với đai thang: ε) = D = 0,02)

Lấy theo tiêu chuẩn D2

Lấy L theo tiêu chuẩn, mm (bảng 5-12):

Kiểm nghiệm số vòng chạy u của đai trong 1 giây:

3 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai

đã lấy theo tiêu chuẩn (công thức 5-2)

Khoảng cách A thỏa mãn điều kiện (5-19)

-Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai

5 Xác định số đai Z cần thiết Chọn ứng suất căng

ban đầu 0 1,2N/ηmm2 và theo trị số D1 tra bảng (5-17)

tìm được ứng suất có ích cho phép [σ p]0 N/ηmm2 Các hệ số

1,82

6 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

Chiều rộng bánh đai [ công thức (5-23)]

t=26S=17c=6

7 Tính lực căng ban đầu đối với mỗi đai

Theo (bảng 6-3) với tỷ số truyền i = 2, chọn số răng đĩa dẫn Z1 = 27 Số răng đĩa

Z01: số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở

n01 là số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở

(Lấy n01 = 800 vòng/ηph)

- Công suất tính toán công thức (6-7)

Pt = P.k.kZ.kn = 7,355 2,81.0,926 1,1 = 21,05 kW

Tra bảng (6-4) với n01 = 800 vg/ηph chọn được xích ống con lăn 1 dãy có bướct= 19,05 mm, diện tích bản lề F = 105,8 mm2, công suất cho phép N = 14,1 kW.Với loại xích này theo bảng 6-1 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọngphá hỏng Q = 25000 N, khối lượng một mét xích q = 1,52 kg.

Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện (6-9)

n1≤ ngh

trong đó : ngh là số vòng quay giới hạn

Theo bảng (6-5), với t = 19,05 mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 27 ; số vòng quaygiới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 1550 vg/ηph Như vậy điều kiện (6-9) được thỏamãn (n1 = 730 vg/ηph)

Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây, công thức (6-16)

Đường kính vòng chia đĩa dẫn

d c 1=t

sin180°

Z1

=19,05sin180°

Trong quá trình làm việc, răng của bánh răng có thể bị hỏng ở mặt răng, bị tróc

rỗ, mòn, hoặc hỏng đến chân dẫn đến gẫy Nguyên nhân là do tác dụng lâu dài củaứng suất uốn và ứng suất tiếp thay đổi có chu kỳ gây nên Ngoài ra răng có thể bịbiến dạng, dễ gẫy giòn lớp bề mặt, hoặc phá hủy tỉnh ở chân răng Vì vậy, khi thiết

kế bánh răng cần tính toán theo các tiêu chí sau:

Độ bền tiếp xúc

Độ bền uốn

Kiểm nghiệm chân răng về độ quá tải

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

2.3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh

Đây là bộ truyền chịu tải trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt ≤ 350

HB Trong quá trình làm việc, số chu kỳ chịu tải của bánh nhỏ lớn hơn số chu kỳchịu tải của bánh lớn, vì vậy, để đảm bảo chạy mòn tốt nên chọn vật liệu làm bánhnhỏ tốt hơn vật liệu bánh lớn và độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớnkhoảng 25 ÷ 50 HB Ta có bảng vật liệu làm bánh răng như sau:

Bảng 2.2 Thông số vật liệu chế tạo bánh răng bộ truyền cấp nhanh

Nhãn hiệuthép Đường kínhphôi (mm) Giới hạnbền kéo σbk

(N/ηmm2)

Giới hạnchảy σch (N/η

mm2)

Độ rắnHB

Bánh nhỏ 45 thường

Bánh lớn 35 thường

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

N N

- N0 – Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

- Ntđ – số chu kỳ tương đương

- Vì Ntđ2 và Ntdd1 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở No = 107 nên k’N = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[σ]tx1 = 2,6.220 = 572 N/ηmm2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[σ]tx2 = 2,6.190 = 494 N/ηmm2

- Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ]tx2 = 494 N/ηmm2

- Ứng suất uốn cho phép

- Vì băng tải làm việc 2 chiều nên ứng suất uốn cho phép là

[σ]u =

'' 1

N K

- n – hệ số an toàn, n = 1,5 (vì thép đúc thường hóa)

- K σ – hệ số tập trung ứng suất ở chân răng (đối với bánh răng bằng thépthường hóa và tôi cải thiện thì K σ = 1,8)

- K N'' - hệ số chu kỳ ứng suất uốn

''

6

N

tđ o N K

N



- Số chu kỳ tương đương của 2 bánh

N tđ 1 = 60.5.300.16.365(0,86.1 + 16.6 + 0,96.1) = 357,07.107

N tđ 2 = 60.5.300.16.93,59(0,86.1 + 16.6 + 0,96.1) = 91,56.107

- Ta có N tđ 1 và N tđ 2 đều lớn hơn No = 5.106 nên K N'' = 1

- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :

- Với ψd1 = 0,98 theo bảng 3.12 tìm được Ktt bảng = 1,10.

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





, theo bảng (3-14), ta chọn được Kđ = 1,2Suy ra: K = 1,05.1,2 = 1,26

- Vì trị số K xấp xỉ với trị số K chọn sơ bộ (1,3) nên ta không cần tính lạikhoảng cách trục A

Vậy khoảng cách trục A = 198 mm

- Modun pháp

mn = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).198 = (1,98 ÷ 3,96)

Chọn mn = 2,5 mm

- Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10o; cos = 0,985

- Tổng số răng của hai bánh

- Vậy lấy chiều rộng bánh răng b = 83,2 mm

- Số răng tương đương của bánh nhỏ

σ u1<¿Bánh lớn

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [CT (3-43)]

Với hệ số quá tải 2

qt qt

M K M

Đây là bộ truyền chịu tải trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt ≤ 350

HB Trong quá trình làm việc, số chu kỳ chịu tải của bánh nhỏ lớn hơn số chu kỳchịu tải của bánh lớn, vì vậy, để đảm bảo chạy mòn tốt nên chọn vật liệu làm bánhnhỏ tốt hơn vật liệu bánh lớn và độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớnkhoảng 25 ÷ 50 HB Ta có bảng vật liệu làm bánh răng như sau:

Bảng 2.2 Thông số vật liệu chế tạo bánh răng bộ truyền cấp nhanh

Nhãn hiệuthép

Đường kínhphôi (mm)

Giới hạnbền kéo σbk

(N/ηmm2)

Giới hạnchảy σch (N/η

mm2)

Độ rắnHB

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

N N

- N0 – Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

- Ntđ – số chu kỳ tương đương

- Vì Ntđ2 và Ntdd1 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở No = 107 nên k’N = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[σ]tx1 = 2,6.170 = 442 N/ηmm2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[σ]tx2 = 2,6.140 = 364 N/ηmm2

- Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ]tx2 = 364 N/ηmm2

- Ứng suất uốn cho phép

- Vì băng tải làm việc 2 chiều nên ứng suất uốn cho phép là

[σ]u =

'' 1

N K

- n – hệ số an toàn, n = 1,5 (vì thép đúc thường hóa)

- K σ – hệ số tập trung ứng suất ở chân răng (đối với bánh răng bằng thépthường hóa và tôi cải thiện thì K σ = 1,8)

- K N'' - hệ số chu kỳ ứng suất uốn

''

6

N

tđ o N K

- Ta có N tđ 1 và N tđ 2 đều lớn hơn No = 5.106 nên K N'' = 1

- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :

- Với ψd1 = 0,8 theo bảng (3-12) tìm được Ktt bảng = 1,05.

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

- Chọn sơ bộ góc nghiêng  = 10o; cos = 0,985

- Tổng số răng của hai bánh

Lấy Z1 = 37 răng

Số răng Z1 thỏa điều kiện không cắt chân răng và nhọn răng

- Số răng bánh lớn

- Vậy lấy chiều rộng bánh răng b = 143 mm

- Số răng tương đương của bánh nhỏ

2

σ u1<¿Bánh lớn

- Vậy răng đủ bền

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [CT (3-43)]

- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc khi quá tải (công thức 3.14 và 3.41)

Với hệ số quá tải 2

qt qt

M K M

Dựa vào bảng 14P ổ bi đỡ một dãy cỡ trung, ta chọn được đường kính sơ bộ trục

và chiều rộng ổ lăn của 3 trục:

Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp: Δ= 10 mm

Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: l2 = 10 mm

Chiều rộng ổ lăn B = 27 mm

Chiều cao của nắp và đầu bulong: h = 20 mm

Khoảng cách giữa mặt bên xích và đầu bulong: l4 = 20 mm

Chiều dài mayo bánh xích lmx = 1,5.35 = 52.5 mm

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: bnhanh = 83,2 mm

Hình 3.1 Phát thảo sơ bộ hộp giảm tốc

D C

107790

17624,7

z x

Hình 3.3 Biểu đồ nội lực của trục 1

Đường kính trục ở những tiết diện nguy hiểm :

3

0,1.[ ]

đ t M d

80254,65 132545,3

y z x

Hình 3.4 Biểu đồ nội lực của trục 2

∑m Cy=P r 3 a+ P a 2 d c 2

2 −P r 2 (a+b)+R yD (a+b+ c)

M tđ=√M u2+0.75 Mx2=√474038,992+0,75 633673,472=725168,6 Nmmd≥√3 Mtđ

5-5

y z x

Hình 3.5 Biểu đồ nội lực của trục 3

Moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm :

Tiết diện chịu tải lớn nhất :

Đường kính đầu trục d = 70 mm, đường kính tại tiết diện 5-5 :d5-5 = 75 mm

3.1.5 Kiểm nghiệm trục tại tiết diện nguy hiểm theo hệ số an toàn

- Kiểm nghiệm tại tiết diện 1-1 của trục 1 :

Với d1-1 = 55 mm

Hệ số tăng bền mặt trục  : không làm cho mặt trục tăng bền nên =1.

Hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then (bảng 7-8):

√1,52+11,52=1,5≥[n]=1,5 (thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường :

σ td=√σ2

+3 τ2≤[σ]0,8 σ ch

σ =Mumax

0,1 d3 =

2 Mu0,1 d3=

Hệ số tăng bền mặt trục  : không làm cho mặt trục tăng bền nên =1.

Hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then (bảng 7-8):

n= 3,1.2,87

√2,872+ 3,12=1,57>[n]=1,5(thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường :

Hệ số tăng bền mặt trục  : không làm cho mặt trục tăng bền nên =1.

Hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then (bảng 7-8):

√5,32+1,82=1,7>[n]=1,5 (thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường :

Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng :

Hệ số tăng bền mặt trục  : không làm cho mặt trục tăng bền nên =1

Hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then (bảng 7-8):

k σ=1,6

k τ=1,5

√32+3,82=2,3>[n]=1,5(thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường :

σ td=√σ2+3 τ2≤[σ]0,8 σ ch

σ =Mumax

0,1 d3 =

2 Mu0,1 d3=

ε τ=0,65

Hệ số tăng bền mặt trục  : không làm cho mặt trục tăng bền nên =1

Hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then (bảng 7-8):

√5,92+ 2,62=2,4>[n]=1,5(thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường :

3.2 TINH TOAN VA THIẾT KẾ THEN

Ta sử dụng then bằng để lắp các bánh răng với trục

[ ] c 87 N/ηmm2

τc = 2.183365375.20.90 = 27,2 N/ηmm2 < [ ] c

Tất cả các then đều thỏa điều kiện độ bền dập và bền cắt nên các then có thểlàm việc tốt

Bảng 3.1: Kích thước (mm) của then tại các tiết diện lắp bánh răng của trục

Trục 1 : chọn ổ bi côn đỡ chặn (chịu được lực dọc trục lẫn lực hướng tâm)

Hình 3.6 Sơ đồ chọn ổ lăn cho trục I

Hệ số: m = 1,8 (loại ổ cỡ trung)

Kt = 1,2 (va đập nhẹ)

Kn = 1 (nhiệt độ làm việc dưới 100oC)

Kv = 1 (vòng trong của ổ quay)

D = 80 mm, T = 22.75 mm, B = 21 mm

Trục 2 : chọn ổ bi côn đỡ chặn