Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech Đề IA

ính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đàotạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy vàcác quá trình cơ bản khi thiết kế máy. Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã đượclàm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy, các tính năng cơ bản của các chitiết máy thường gặp. Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quátrình học tập môn Chi tiết máy, Chế tạo phôi, dung sai….Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí, nó có nhiêm vụ biến đổivận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy. Khi nhậnđồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ ánmôn học này.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP HCM

KHOA CƠ – ĐIỆN – ĐIỆN TỬ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

ĐẾ SỐ: IA.5 THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG NGHIÊNG

Sinh viên thực hiện: NGUYỄN CHÍ CƯỜNG MSSV: 1511040210

Lớp: 15DCK02 Ngành đào tạo: Kỹ Thuật Cơ Khí GVHD: Dương Đăng Danh

MỞ ĐẦU!

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào

tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và

các quá trình cơ bản khi thiết kế máy Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được

làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy, các tính năng cơ bản của các chi

tiết máy thường gặp Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá

trình học tập môn Chi tiết máy, Chế tạo phôi, dung sai…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí, nó có nhiêm vụ biến đổi

vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy Khi nhận

đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án

môn học này

Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán, chế tạo bánh răng và trục

_ Cách xác định thông số của then

_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết

có liên quan

_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh

_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động

Nguyễn Chí Cường

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP HCM

KHOA CƠ - ĐIỆN - ĐIỆN TỬ

  

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ: 5 Phương án: I a

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I – Thiết kế trạm dẫn động cho băng

tải theo thứ tự sơ đồ truyền động

5 Tang và băng tải

II – Các số liệu ban đầu:

- Lực kéo băng tải P (N): 6400

- Vận tốc băng tải V (m/s): 0.72

- Đường kính tang D (mm): 200

- Thời hạn phục vụ 5 năm

- Sai số cho phép về tỉ số truyền i = (2 ÷3) %

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thai đổi không đáng

kể, mỗi năm làm việc 300 ngày

III Nhiệm vụ:

1 Lập sơ đồ động để thiết kế, tính toán

2 Một bản thuyết minh để tính toán

3 Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ giấy A0

4 Nộp File điện tử (thuyết minh word và bản vẽ) qua Email cho GVHD trước ngày

bảo vệ (Điều kiện bắt buộc để có điểm quá trình)

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

PHẦN I XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Xác định công suất trên trục động cơ:

Gọi Pctlà công suất tính toán trên trục máy công tác (KW)

Pyđclà công suất yêu cầu động cơ (KW)

η là hiệu suất truyền động

ηk = 1 – Hiệu suất khớp nối

ηbr = 0.97 – Hiệu suất bộ truyền bánh răng

ηd = 0.95 – Hiệu suất bộ truyền đai

ηol = 0.99 – Hiệu suất của một cặp ổ lăn

𝑢ℎ là tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng 1 cấp uh = 4

𝑢𝑛 là tỷ số truyền bộ truyền đai un = uđ = 3

4 Công suất trên các trục:

- Công suất động cơ trên trục II là

PII = Pct

ηol ηk =

4,6080,99 1= 4,654 (KW)

- Công suất động cơ trên trục I là

PI = PI

ηol ηbr =

4,6540,99 0,97 = 4,864 (KW)

- Công suất động cơ trên trục (động cơ) là

Pđc = PI

ηol ηd =

4,8640,99 0,95 = 5,171 (KW

6 Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục động cơ:

- Momen xoắn trên trục II:

MII = 9,55 106.PII

n2 = 9,55 10

6.4,65468,57 = 648179,96 (𝑁 𝑚𝑚)

- Momen xoắn trên trục công tác:

MCT = 9,55 106.PCT

nCT = 9,55 10

6.4,65468,57= 641773,37(N mm)

PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT

Phương án: Ia.5 Thông số đầu vào: P=5.17kW, n=960 vg/ph, tỷ số truyền u=3,5

2.1 Chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp có độ bền mòn

cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi nhiệt độ và độ ẩm

2.2 Định đường kính bánh đai nhỏ theo công thức:

d2 = d1 u(1 − ɛ) = 200.3,5 (1 − 0,02) = 686mm

Trong đó: u - tỷ số truyền

ɛ=0,01÷ 0,02 hệ số trượt

Chọn đường kính 𝑑2 theo tiêu chuẩn d2 = 700mm

2.4 Tính tỷ số truyền chính xác theo công thức:

ut = d2

d1(1−ɛ) =

700 200(1−0,02)= 3,57

Sai lệch tỷ số truyền: ∆u=ut−u

u =

3,57−3,5 3,5 =2%<3% thỏa điều kiện

2.5 Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện:

- Theo bảng 4.8 tỉ số (δ/d1)max nên dung là 1/40(đai vải cao su), do đó

δ= d1/40=200/40 b= 5 mm, theo bảng 4.1 dùng đai E-800 có lớp lót

Chọn trị số δ tiêu chuẩn 5mm(với số lớp là 5)

Ứng suất có ích cho phép [б𝐹] đối với bộ truyền đai dẹt:

[бF]= [бF]0C0CαCv = 2,45.1.0,95.0,99 = 2,32MPa

- Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng

Chọn б0= 1,8 MPa, theo bảng 4.9 ta được k1=2,5 và k2 =10,0

Theo tiêu chuẩn bảng 4.1 ta chọn b= 50 mm

- Chiều rộng B bánh đai dẹt mắt thường nhìn thấy:

B = 1,1 b + (10÷15) = (65…70) mm

Chọn B= 65mm

2.9 Lực căng ban đầu theo điều kiện:

Để giảm fmin ta tăng F0 bằng cách tăng chiều rộng đai b, giả sử ta tăng b = 60mm, khi

BẢNG CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT

PHẦN III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ

H] ( S ).Z Z K K

[  0 lim

FL xF s R F F

Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Tính thiết kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

lim

0 lim

360 200

8 , 1

8 ,

lim

0 lim

lim 0 lim

306 170

8 , 1

8 ,

lim

0 lim

KHL, KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)

N HE1 =1,65 10 7 > N HO1 = 9,99 10 6 Suy ra KHL1 = 1

N HE2 = 4,14 10 6 < N HO2 = 6,76 10 6 Suy ra lấy KHL2 = 1

N FE1 = 1,65 10 7 > N FO1 = 9,99 10 6 Suy ra KFL1 = 1

N FE2 = 4,14 10 6 < N FO2 = 6,76 10 6 Suy ra lấy KFL2 = 1

3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải

[ H]max  2 , 8 max( ch1,  ch2) =2,8  ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

).

1 (

ba H

H a

w

u

k T u

T là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 169356,86(N.mm)

[H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [ H]= 481,2 (MPa)

Ka, - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

14.(

14.(

4

9659,0.200.2)1.(

%100

Vì U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn

3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng

)7619.(

4arccos

2

).(

arccos 1 2

w a

Z Z m

  = 18011’ (thỏa mãn)

Góc ăn khớp αtw

57 20 '

11 18 cos

20 cos

tg arctg

' 57 20 (cos(

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.6.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:

]

[

)1.(

2

1

H w

t

H H

M

H

d u b

u K T Z

Z

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3

ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw b

H

Z  2.cos /sin2

' 57 20 2

sin

' 3 17 cos

2

'1118

12,388,1cos112,388

,

1

2 1

76 , 0 7

H

H K K K

K   

28 , 1 1 , 1 13

.4.64

)14.(

28,1.86,169356

2.76,0.69

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

xH v R m

 1 1

1

1

1

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K

T



] [ 2 1

' 3 17 1 140

1

0 0

19cos3 3 0

76cos3 3 0

80 , 3 2

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F

80 , 3 89 , 0 59 , 0 524 , 1 67 , 193546

60 , 3 05 , 109

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

] [

  

k

- hệ số quá tải :  max 2,2

dn qt

T

T k

→ H max = 407,71.√2,22 = 604,73 MPa [ H]max =1260 MPa

Ứng suất uốn cực đại

F1max = F1.kqt = 109,05.2,2= 239,91 MPa ≤ [ F!1]max=360 MPa

F2 max = F2.kqt = 103,31.2,2= 227,28 MPa ≤ [ F!1]max=272 MPa

3.6.4 Các thông số hình học của cặp bánh răng:

- Đường kính vòng chia:

][87,310'1215cos

150.12cos

][11,89'1215cos

43.2cos

m

d

mm z

d d

mm m

d d

a

a

87,3142.287,310

2

11,932.211,89

2

2 1

3.7 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

dw2 310,87 mm Đường kính đỉnh răng da1 93,11 mm

PHẦN IV XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRỤC VÀ THEN

4.1 Tính sơ bộ đường kính trục

4.1.1 Chọn vật liệu

Sử dụng thép C45, thường hóa, có HB = 170 ÷ 217, b = 600MPa, ch = 340Mpa, với

ứng suất xoắn cho phép  = 12 ÷ 30 MPa tùy thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục

0, 2

k ksb

T d

86 ,

169356 = 34,85 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn d1 =35(mm)

d2 3  

.2

96 , 648179

= 54,51 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn d2 =55(mm) Chọn sơ bộ đường kính trục là:

- Chọn d1sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01=21mm

- Chọn d2sb=55mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02=29mm

4.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách

giữa các chi tiết quay:

Sơ đồ sơ bộ truyền trong hộp giảm tốc

Khoảng cách giữa các gối đỡ

+ Phản lực theo phương của y:

2

75

0 T M

M

M C  Cx  Cy 

2 2

2

)86,169536(

75,0)53.41,2008()53.54,1900

+ Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có d1sb = 35mm, vật liệu thép C45, tôi cải

thiện có b = 600MPa, theo bảng 10.5 – Tr 195 TL 1 ta có trị số của ứng suất cho phép

của vậy liệu chế tạo trục là:   = 63MPa

Đường kính trục có mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

3  

1,

0 td

M

d  =>   32,04( )

3,6

84,20733563

1,0

.75

0 T M

M

M P  Px  Py 

2 2

2

)96,648179(

75,0)53.52,2243()53.4,3119

+ Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có d2sb = 50mm, vật liệu thép C45, tôi cải

thiện có b = 600MPa, theo bảng 10.5 – Tr 195 TL 1 ta có trị số của ứng suất cho phép

của vậy liệu chế tạo trục là:   = 50MPa

Đường kính trục có mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

3  

1,

1,0

4.2.4 Kiểm nghiệm trục (trục II) theo độ bền mỏi

Với thép 45 có: b 600MPa, 10,436.b 0,436.600261,6MPa

MPa

728 , 151 6

, 261 58 , 0

j

d

t d bt d W

.2

.32

j j

j j

aj

d

t d t b d

M W

M

.2

32

j

d

t d bt d W

.2

.16

j oj

j j

aj mj

d

t d bt d

T W

T

.2

.16

2

2

1 1

3-3 45 14 * 19 5,5 7606,76 16548,4 0 19,58 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục II ta thấy các tiết diện nguy hiểm

là tiết diện lắp bánh răng II và tiết diện lắp ổ lăn 2 Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ

bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

ss.s/ s2 s2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho, [s] = 1,5 2,5

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,

được tính theo công thức sau:

m a

1



Trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a, avà m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6

kết hợp lắp then

Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5

…0,63 m,

Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt: Kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1

dj

K

K K K

 Thỏa điều kiện bền dập

• Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: 2  

 Thỏa điều kiện bền dập

• Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: 2  

 Thỏa mãn điều kiện cắt

• Kết quả kiểm nghiệm then được thể hiện trong bảng sau

Trục d (mm) l t (mm) b x h

(mm)

t 1 T (N.mm) σ d (MPa) τ c (MPa)

Trục I 30 28 8 x 7 4 169356,86 143,41 50,4 Trục II 50 56 14 x 9 5,5 648179,96 132,28 33.07

PHẦN V TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

5.1 Chọn ổ lăn cho trục I

Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất chọn ổ bi đỡ 1 dãy Chọn kết cấu ổ lăn

theo khả năng tải động Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn: d= 30 mm

Tra phụ lục 2.7/254 với ổ cỡ nhẹ gồm có các thông số sau:

Tải quy ước Q = max (Q0, Q1) = 4984,01N

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: Cd  Q m L

Với:

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xúc điểm;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 1008,39 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh n1 60.10-6 = 1008,39 960 60 10-6 = 58,08 (triệu vòng)

Q = 4984,01N

Cd = 4984,01 3 58,08 = 19301,35 N= 19,3 kN < C = 33,9kN

Thoả mãn điều kiện tải động

5.2.8 Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Như vậy, ổ bi đỡ chặn thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh có các thông số sau:

Ký hiệu b (mm) D(mm) B(mm) r(mm) C, KN Co KN

PHẦN VI KẾT CẤU VỎ HỘP

6.1 Tính kết cấu của vỏ hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp

giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

6.2 Kết cấu nắp hộp

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:

Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, 

Nắp hộp, 1

 = 0,03 a + 3 = 0,03 200 + 3 = 9 mm > 6mm

1 = 0,9  = 0,9 9=8,1 mm, chọn 1 =8 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8  1)  = 7,2  9, chọn e = 9 mm

h < 5  = 45 mm, chọn h= 40 mm Khoảng 2o

d5 =( 0,5  0,6) d2=( 0,5  0,6) 13= 6,5  7,8(mm) Chọn d5 = 7mm và chọn vít M8

S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1) 15 = 13,5  15(mm) Chọn S4 = 15mm

K3 = K2 – ( 35 ) mm = 40 – 5 = 35mm Kích thước gối trục:

Định theo kích thước nắp ổ

 lấy R2 = 17mm)

k  1,2 d2 =1,2 13 = 15.6  lấy k = 16 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp:

Chiều dày: Khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

S1 =(1,3  1,5) d1=(1,3  1,5) 18 = 23,4  27(mm) Chọn S1 = 26 mm

K1  3 d1  3.18 = 54 mm

q = K1 + 2  = 54 + 2.9 = 72 mm;

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

  ( 1  1,2)  = (1  1,2) 9 = 9  10,8 mm Chọn  = 10mm

1 = (3…5)  = (3…5) = 27…45 mm Chọn 1 = 40 [mm]

6.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC

6.2.1 Kết cấu các chi tiết chuyển động

   ; R=4(mm) Với h: là kích thước rãnh thoát dao

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

hộp có làm cửa thăm Dựa vào bảng 18.5 

2 92

B ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau

C

(mm)

K (mm)

R (mm)

Vít (mm)

Số lượng

6.2.4 Nút thông hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên

trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm Tra bảng 18.6 

2 93

B ta có kích thước nút thông hơi:

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

M27×2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

6.2.5 Nút tháo dầu

B ta có kích thước nút tháo dầu:

6.2.6 Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình

vẽ

6.2.7 Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp

ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và

thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các

chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ