ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: XÍCH PHÂN CẤP NHANH

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY XÍCH PHÂN CẤP NHANH đồ án chi tiết máy. tài liệu thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp. hộp giảm tốc phân cấp nhanh chậm đồ án chi tiết máy. tài liệu thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp. hộp giảm tốc phân cấp nhanh chậm đồ án chi tiết máy. tài liệu thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp. hộp giảm tốc phân cấp nhanh chậm

GVHD: Đặng Văn Hải Đồ Án Chi Tiết Máy

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :

HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP HỒ CHÍ MINH

Ngày 08 tháng 06 năm 2016

1SVTH: Bùi Duy Binh

GVHD: Đặng Văn Hải Đồ Án Chi Tiết Máy

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi

và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể

bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy ĐẶNG VĂN HẢI và các bạn trong khoa cơ khí

đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện.

BÙI DUY BINH

2SVTH: Bùi Duy Binh

GVHD: Đặng Văn Hải Đồ Án Chi Tiết Máy

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

3 SVTH: Bùi Duy Binh

GVHD: Đặng Văn Hải Đồ Án Chi Tiết Máy

MỤC LỤC

Lời mở đầu 2

Nhận xét giáo viên hướng dẫn 3

Nhiệm vụ đồ án 6

Chương 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

I Tính công suất động cơ 7

1 Chọn hiệu suất 7

2 Tính công suất cần thiết 7

3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 8

4 Chọn động cơ điện 8

II Phân bố tỉ số truyền 9

III Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục 9

1 Phân phối công suất trên các trục 9

2 Tính toán số vòng quay trên các trục 9

3 Tính toán momen xoắn trên các trục 10

Chương 2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 11

1 Xác định thông số của bộ truyền xích 11

2 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 13

3 Đường kính đĩa xích 14

4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 15

5 Xác định lực tác dụng lên trục 15

Chương 3 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17

I Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 20

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 20

2 Xác định các thông số ăn khớp 20

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 21

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 24

4 SVTH: Bùi Duy Binh

GVHD: Đặng Văn Hải Đồ Án Chi Tiết Máy

II Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 26

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 26

2 Xác định các thông số ăn khớp 26

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 27

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 29

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 30

Chương 4 TÍNH TOÁN TRỤC, CHỌN THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN 32

I Tính toán thiết kế trục và chọn then 32

1 Chọn vật liệu 32

2 Xác định sơ bộ đường kính trục 32

3 Xác định chiều dài mayơ, khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 33

II Chọn ổ lăn 61

Chương 5 TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 66

I Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 66

II Một số kết cấu khác liên quan đến hộp giảm tốc 69

1 Bulông vòng 69

2 Chốt định vị 69

3 Cửa thăm 70

4 Nút thông hơi 70

5 Nút tháo dầu 71

6 Que thăm dầu 72

7 Vòng phớt 72

8 Vòng chắn dầu 73

9 Bôi trơn… 73

10 Khớp nối trục 1 và trục động cơ 73

III Dung sai và lắp ghép 76

Tài liệu tham khảo 79

5 SVTH: Bùi Duy Binh

GVHD: Đặng Văn Hải Đồ Án Chi Tiết Máy

NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN

Số liệu ban đầu :

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền xích

Thời gian làm việc Lh =16000 h, làm việc 3 ca

Công suất tải P = 15,5 kW , số vòng quay tải n = 113 vg/ph

6SVTH: Bùi Duy Binh

III II

I

4 5

1

3

2

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

I TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ :

1 Chọn hiệu suất của hệ thống :

 Hiệu suất truyền động (công thức 2.9, trang 19,sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí [1], ) :

η =

Theo sơ đồ hộp giảm tốc ,ta có:

- Với : (Tra bảng 2.3,trang 19,[1])

: Hiệu suất nối trục đàn hồi

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

: Hiệu suất bộ truyền xích

: Hiệu suất một cặp ổ lăn

2 Tính công suất cần thiết :

Công suất cần thiết trên trục động cơ :

t ct

P P





Trong đó :

P ct: Công suất cần thiết trên trục động cơ

P t: Công suất tính toán trên trục máy công tác

 : Hiệu suất truyền động dựa vào yêu cầu gia công P lv= 15,5 kW, lv= 113 vòng/phút

 Công suất tính toán (công thức 2.14, trang 20, [1]) :



2 1



3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

 Số vòng quay trên trục công tác: (vòng/phút)

 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21, [1])

Với: uh = 8 : tỉ số truyền HGT phân đôi cấp nhanh

II PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN:

 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động :

1

2930

9513,08

n n

u

(vòng/phút)

2 3

2

9513662,60

n n

2930

P T

951

P T

366

P T

dc

P T

Bước xích Px tính theo công thức 5.3/81[1] ta có:

Trong đó: Pt: công suất tính toán (kW)

P: công suất truyền (kW)

[P]: công suất cho phép (kW)

=1,07: hệ số răng (trong đó với z1=23)

ka = 1 (hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a = (30…50)p )

kđc = 1 (vị trí trục điều chỉnh được bằng một trong các đĩa xích)

kbt = 1 (môi trường không bụi, chất lượng bôi trơn II - bảng 5.7)

kđ = 1 ( tải trọng tĩnh, làm việc êm)

kc = 1,45 (bộ truyền làm việc 3 ca)

Theo bảng 5.5/81[1] với n01 = 400 (vòng/phút), chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p

= 25,4 mm Ta thỏa mãn điều kiện bền mòn

Lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 7,5.3,62 = 97,2 (N)



Theo bảng 5.10/86[1] với n = 400 (vòng/phút),[s]=9,3

 s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo độ bền

3 Đường kính đĩa xích:

Theo công thức 5.17/86[1] ta có đường kính vòng chia đĩa xích:

Đường kính vòng ngoài đĩa xích:

(mm)

611 (mm)Đường kinh vòng đáy đĩa xích:

 ]: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) tra bảng 5.11/86[1].

 kr = 0,42 hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích (với z1= 23 răng)

 Ft =4631 (N) lực vòng

 Kđ = 1 hệ số tải trọng động (tải trọng tĩnh, làm việc êm; tra bảng 5.6/82[1])

 Fvđ = 13.10-7.n3 lực va đập trên 3 dãy xích (công thức 5.19/87[1] )

 E = 2,1.105 (MPa) modun đàn hồi

 A= 450 (mm2) diện tích của bản lề (tra bảng 5.12/87[1])

 kd = 3 hệ số phân bố tải trọng không đều cho xích 3 dãy



Như vậy (theo bảng 5.11) đĩa bị động có Z > 30, với vận tốc xích < 5 m/s nên ta chọnvật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170…210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép[] = 500… 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa:

 Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc

5 Xác định lực tác dụng lên trục:

Theo công thức 5.20/80[1] ta có:

Trong đó: kx = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích ( bộ truyền nằm ngang)

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Số liệu ban đầu :

Tổng thời gian làm việc , làm việc 3ca

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

- Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có ,

- Bánh lớn (bánh bị động): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có ,

 Xác định ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép 45 được tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350,ta có:

, SH =1,1 , = 1,8HB , SF = 1,75

Chọn độ rắn của bánh nhỏ HB1 = 250 HB,độ rắn của bánh lớn HB2 = 240 HB Khi đó:

- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở : (Công thức 6.5 trang 93, [1] )

= 4.106

-Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì áp dụng các côngthức Theo công thức 6.7 trang 93,[1], ta có:

Trong đó : - c, , , lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, mômen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét

-Ứng suất tiếp cho phép :

Theo công thức 6.1a trang 93,[1],ta có :

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 :

-Ứng suất uốn cho phép :

Theo công thức 6.2a, trang 93, [1] ta có (do quay 1chiều);

-Ứng suất tải cho phép :

I TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH :

- Theo công thức 6.17 trang 97,[1],ta có :

- Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mô đun

 Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x :

- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng

- Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ :

Ta chọn:

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

Trong đó :

- : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])

- : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

+ Theo công thức 6.38b, ta có hệ số trùng khớp ngang :

- KH : hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

(công thức 6.39, trang 106, [1])

+ KHβ = 1,07 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1])

+ Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động

:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,trang 107,[1])

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được :

= 426 MPa

Theo công thức 6.1 với v = 9,4 m/s => Zv = 0,85 ; với cấp chính xác là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 0,63 m, do đó Zr = 1 ; với da < 700 mm, KxH = 1 Do đó theo (6.1) và (6.1a), ta có:

[] = [] Zv Zr KxH = 518.1,06.1.1 = 549,08 MPa

 Như vậy ⇒ cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Theo công thức 6.43 trang108,[1]:

- Yβ =1 - /140 = 1 – 30,680/140 = 0,78 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

zv1 = z1/cos3 = 26/ cos330,68 = 41

zv2 = z2/cos3 = 80/ cos33068 =126

Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6

- KF :hệ số tải trọng về uốn (theo 6.45)

+ Theo bảng 6.7, trang 98, [1], ; theo bảng 6.14, trang 107, [1] với

Vậy :

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.43 ta có :

 Như vậy : = 105,5 MPa < = 257 MPa

= 103 MPa < = 246 MPa

=> Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Bảng 3.1 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh :

- Theo công thức 6.17 trang 97,[1] ta có môđun :

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh (tra bảng 6.8, trang 99, [1]) chọn

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Theo công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

Trong đó:

- ZM = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])

- ZH = 1,76 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (tra bảng 6.12, trang 106,

:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, [1])

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được :

= 444 MPa

Theo công thức 6.1 với v = 4,4 m/s ⇒ Zv =0,85; với cấp chính xác là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25m, do đó Zr = 0,95 ; với da < 700 mm, KxH = 1 Do đó theo (6.1) và (6.1a), ta có:

[] = [] Zv Zr KxH = 500.0,99.0,95.1 = 470,3 MPa

 Vậy : < ] nên cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Theo công thức 6.43 trang108,[1]:

- Yβ =1 - /140 = 1 – 0/140 = 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

zv1 = z1/cos3 = 44/ cos30 = 44

zv2 = z2/cos3 = 114/ cos30 = 114

Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6

- KF :hệ số tải trọng về uốn (theo 6.45)

+ Theo bảng 6.7, trang 98, [1], ; theo bảng 6.14, trang 107, [1] với

Vậy :

Thay các giá trị vừa tính được vào 6.43 ta có :

 Như vậy : = 104 MPa < = 257 MPa

= 102,6 MPa < = 246 MPa

⇒ Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

 Ta có hệ số quá tải:

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp xúc cực đại :

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

 Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải

 Bảng 3.2.Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm :

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN

I TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN :

Ứng suất xoắn cho phép là: [τ] = 15…30 MPa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục :

Theo công thức 10.9 trang 188,[1] đường kính trục thứ k với k = 1…3 :

Trong đó : Tk – là mômen xoắn các trục

[τ] = 15…30 MPa – là ứng suất xoắn cho phép

Chọn d3 = 50 mm b03 = 27 mm (chiều rộng ổ lăn, tra bảng 10.2 trang 189,[1])

3 Xác định chiều dài mayơ, khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực : 3.1 Chiều dài mayơ :

 Chiều dài mayơ nửa khớp nối :(đối với nối trục vòng đàn hồi)

Chọn lm32 = lm23 = 65 mm

 Chiều dài mayơ đĩa xích :

Chọn lm33 = 65 mm

3.2 Khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực :

Tra bảng 10.3 trang 189,[1] ta chọn trị số của các khoảng cách :

- k1 = 10 : là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặckhoảng cách giữa các chi tiết quay

- k2 = 10 : là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 20 : là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 20 : chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Theo công thức trong bảng 10.4 trang 191,[1] đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấpphân đôi cấp nhanh, ta có :

y x

b Lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

Áp dụng công thức 10.1 trang 184,[1],ta có :

Fkn = 0,2.2.T1/Dt = 0,2.2.58929,7/120 = 196 N (tra công thức trang 188)

Trong đó Dt = 120 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đànhồi (tra bảng 16.10a trang 68,[2])

- Phương trình cân bằng lực tại A :

⇒ = 2036 NVậy thuận với chiều giả định

 Theo phương xOz :

- Tổng momen tác dụng tại A :

⇔ -196.73,5-1932.55,5-1932.190,5+RxB.246 = 0

⇒ Vậy chiều của thuận với chiều giả định

- Phương trình cân bằng lực tại A :

⇒ = 1137 NVậy thuận với chiều giả địnhTheo dữ liệu ta vẽ được sơ đồ đặt lực thực tế và biểu đồ momen

Hình 4.3 Sơ đồ dặt lực, biểu đồ momen

d Xác định đường kính trục tại các tiết diện :

 Tiết diện nguy hiểm O1 :

- Mômen uốn tổng cộng : (theo công thức 10.15 trang 194,[1])

- Mômen tương đương : (theo công thức 10.16 trang 194,[1])

⇒

(với [σ] là trị số của ứng suất cho phép tra trong bảng 10.5,trang 195[1])

 Theo tiêu chuẩn chọn d01 = 32 mm

 Tiết diện lắp ổ lăn : (bên trái)

- Mômen uốn tổng cộng : (theo công thức 10.15 trang 194,[1])

- Mômen tương đương :

⇒

 Theo tiêu chuẩn chọn dol = 25 mm

 Tiết diện lắp khớp nối :

- Mômen tương đương :

⇒

 Theo tiêu chuẩn chọn dkn = 22 mm

e Chọn then :

Tra bảng 9.1a trang 173,[1] các thông số của then bằng :

- Tại tiết diện trục lắp bánh răng :

Với d = 32 mm ta chọn then bxh = 10x8 , chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 ,chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 3,3

- Tại tiết diện lắp nửa khớp nối :

Với d = 22 mm ta chọn then bxh = 8x7 , chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 4 , chiềusâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8

f Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau :

(Công thức 10.19 trang 195,[1] )

Trong đó : là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng choứng suất tiếp tại tiết diện j