Đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN

CHI TIẾT MÁY

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc xích, khai triển.

Họ và tên sinh viên :

Giảng viên hướng dẫn :Ths:Nguyễn Thị Nam

Hà nội, năm 2019

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơkhí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làmquen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên , nhà trường đã tạo điều kiện cho

chúng em được tiếp xúc và làm quen với nghành nghiên cứu: “thiết kế hệ thống dẫn động băng tải”, với sự hướng dẫn tận tình của cô Nguyễn Thị Nam, em đã

hoàn thành đề tài được giao Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiếnthức tổng hợp, còn có mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bàilàm của em không tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được ý kiến củathầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thểứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Em xin chân thành cảm ơn!

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

1.1 Chọn động cơ:

1.1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất trên trục động cơ điện là Pct và được tính theo công thức :

t td

i

P t P

Trong đó P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài

trên trục máy công tác:

Theo chế độ tải có P=T.

Mà vận tốc góc không đổi P tỉ lệ với T (momen quay)

Thay số ta có:

Ptd =

04 , 5 20

45 15

20 7 , 0 45 9 , 0 15 1000

6 1 3600 1000

2 2

2

+ +

× +

× +

t

t P

P v

P

1.1.2 Tính hiệu suất truyền động η

Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :

+ Hiệu suất của bộ truyền xích: η =x 0,95

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) :ηbr =0,97

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99

+Hiệu suất của khớp nối trục ηk =0,99

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

=

η

t P

= 5,9 (kw)

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.

+Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ,từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:

1 u u u

+ uHGT là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn uHGT=10+Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải)

và được tính theo công thức:

n lv = 320

6 , 1 60000 60000

D- đường kính tang quay, mm;

+Chọn số truyền chung sơ bộ :

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb ) là:

sb db

ct dc

T

T T T

n n

P P

Dựa vào bảng P1.3.các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với P ct

=5.,04 (kw) và n db

=3000 (vòng/phút) ta dùng động cơ 4A112M2Y3 có P dc

=7,5 kW ,n dc

=2922 (vòng/phút) và

2 Chọn phân phối tỷ số truyền:

2.1.Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc:

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23trang 48) Tài Liệu1 ta có :

= 30,59

2.2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

-Tính tỉ số truyền cấp nhanh ()và tỉ số truyền cấp chậm () :+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :

-Đối với hộp giảm tốc khai triển ta có:

u1= 1,2u2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]

Suy ra: u1 =3,49 và u2 =2,91

-Tính lại Uxtheo u1, u2:

Ux=

01 3 91 , 2 49 , 3

59 , 30 2

lv III

P P

η η

kw

kw

P P

br ol

III

97 , 0 99 , 0

14 ,

P P

br ol

II

97 , 0 99 , 0

35 ,

kw x

P P

ol

I

96 , 0 99 , 0

57 ,

2922 =

=

=

x I

u

n n

(vòng/phút)

08 , 279 49 , 3

974 1

08 , 279 2

i

p n

× ×

do đó ta tính được:

5 , 7 10 55 , 9 10

55 ,

9 × 6 × = × 6 ×

dc

dc n

P

= 24514(Nmm)

57 , 5 10 55 , 9 10

55 ,

9 × 6 × = × 6 ×

I

I n P

=54613(Nmm)

53 , 5 10 55 , 9 10

55 ,

II

II n

P

189234 (Nmm)

14 , 5 10 55 , 9 10

55 ,

9 × 6 × = × 6 ×

III

III n

xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó đượcdùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.

+ P : là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P1=5,57 KW

+ Pt: là công suất toán (kw)

+ [P]: là công suất cho phép(kw)

+ kn: là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

a = (3050).p; suy ra ka = 1.Chọn a = 40

k đc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng mộttrongcác đĩa xích Nên kđc = 1

k bt:hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi

trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt=1,3

k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

Công suất cho phép : [P]= 13,5 kW

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt≤[P]=8,88 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13/85[TL1]:

= 0,25 19,05 {135 – 0,5(81+23) + }

= 770,07

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng

∆a = 0,003 a* = 0,003 770.07=2.31021 (mm)Vậy lấy khoảng cách trục : a = a*- ∆a= 770.07– 2,31021 =767,76 (mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v2 = 1,9 7,112 = 96,04N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf.q1.aTrong đó:

2.7 Xác định thông số của đĩa xích

Theo công thức ( 5.17 ) ,Đường kính vòng chia:

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:

da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 19,05.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 148,13 mm

da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 19,05.[ 0,5 + cotg(180/81)] = 500,45 mmBán kính đáy: r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.11,91+ 0,05 = 6,03 mm Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)

Đường kính vòng chân đĩa xích:

df1 = d1- 2r = 139,46 – 2.6,03 = 127,41 (mm)

df2 = d2- 2r = 491,17 - 2.6,03 = 479,13 (mm)

-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (5.18) :

σ H1= 0,47 ( . ) .

.

.

d

vd d t r

k A

E F K F

≤ [σH1 ]Trong đó:

- [σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

- Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n.p3.m = 13.10-7.974.19,053.1 = 8,75N

- Hệ số tải trọng động : Kđ=1,2(bảng 5.6)

- kđ=1 (sử dụng 1 dãy xích)

- Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,432(vì Z1 =22)

- Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12) với p = 19,05 mm, xích ống con lăn một dãy)

-Mô dun đàn hồi: E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105(Mpa ) do E1=E2=2,1.105

, cả 2 đĩa xích đều làm bằng thép

(Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600Mpa )

⇒ σH1<[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc :

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Thông số Ký hiệu Giá trị

loại xích - Xích ống con lăn

vật liệu đĩa xích - Thép C45 (tôi cải thiện)

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớnthấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

0 HL

k = mH H

HE

m N

;

0 FL

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NFE được tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

3 HE

∑

;

1 FE

Với Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tính bánh răng bị động:

NHE2> NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

NFE2> NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:

KFL1 =1

Tính bánh răng chủ động:

NHE1> NHE2>NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

[ ] lim

o H

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

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

Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

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

σFlim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH= 1 và YR.Ys.KxF = 1

Vậy ta có :

[ ] Hlim

H

K S

σ

σ =

FL FC F

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01÷0,02).aw

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o

.

Theo 6-31/103[TL1]

Góc ăn khớp αtw tính theo công thức 6-26/101[TL1]

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

b H

1 1β α

T K K

= +

w 0

H

a.v.g.δ

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

3.2.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

α ε

α

= 1,27

KFV = 1 + 1 β α

1 2

ν

F F

w w F K K F

d b

<[σF2] =248,9 MPaNhư vậy độ bền uốn thỏa mãn

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

3.2.7 Thông số và kích thước bộ truyền:

Đường kính chia d d1 = m.z1/cosβ

d2 = m.z2/cosβ

46.12204

mmmmĐường kính lăn dw dw1 = 2.aw/(u+1)

dw2 = dw1.u

45,87203,7

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1-∆y).m

da2=d2+2(1+x2-∆y).m

50,11207,67

mmmmĐường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

42,62201,1

mmmmĐường kính cơ sở db db1=d1cosα

db2=d2cosα

45,35187,66

mmmm

RăngRăngTổng hệ số dịch chỉnh xt

x1

x2

xt=[(z2 + z1)(invαtw –invαt)]/(2.tgα)

000

mmmmmm

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

3.3.1 Xác định khỏang cách sơ bộ của trục

Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức(6.15a):

Theo bảng 6.5 (TR.96,TL1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng thép) và loại răng thẳng ta có: Ka=49,5

(thép-Theo bảng 6.6 (TR.97,TL1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ tronghộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2≤350HB chọn

ψba= 0,3

Với u2= 2,91 =>ψbd= 0,5ψba.(u2+1) = 0,5.0,3.(2,91 +1) = 0,59Theo bảng 6.7 (TR.98,TL1) ứng với ψbd = 0,6 và sơ đồ 5 chọn KH β= 1,03

T = T2 = 189234 (Nmm)

[σH] = [σH]’= 433,62 (MPa)Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:

 Xác định số răng và tỉ số truyền thực.

Số răng bánh nhỏ z3:

Suy ra tỷ số truyền thực là:

Tính toán dịch chỉnh:

Theo 6-21/99[TL1]

Vậy khoảng cách trục: 160(mm)Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1]

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:

x2= xt-x1 =0,5064- 0,1 =0,4064Góc ăn khớp là:

b H

T K K

= +

w 0

H H

u

a v g δ

ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

3.2.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Tra bảng 6-18 được

KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

1 w w F

K K F 2

d b

w 0

F F

u

a V g δ

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ

d2=m.z2/cosβ

81,15238,15

MmmmĐường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)

dw2= dw1.u

81,02237,5

MmmmĐường kính đỉnh răng da

da1=d1+2(1+x1-∆y).m

da2=d2+2(1+x2-∆y).m

83,98243,01

MmmmĐường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

81,77239,78

MmmmĐường kính cơ sở db db1=d1cosα

db2=d2cosα

75,66220,46

Mmmm

Góc nghiêng của răng β 0 Độ

RăngRăngTổng hệ số dịch chỉnh xt

mmmmmm

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC4.1 Chọn vật liệu

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có: σ =b 850MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có: σ =b 600MPa

Ứng xoắn cho phép: [ ]τ =12 20MPa

4.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10-9/188[TL1] ta có 3 [ ]

0, 2.

T d

[ ]

1 3

3 60594,4

25,17( ) 0,2 0,2.19

2 0

3 8

- Chọn dsb1= 20(mm), theo bảng (10.2), ta chọn chiều rộng ổ lăn b01= 19(mm)

- Chọn dsb2= 30(mm), theo bảng (10.2), ta chọn chiều rộng ổ lăn b02= 23(mm)

- Chọn dsb3= 50(mm), theo bảng (10.2), ta chọn chiều rộng ổ lăn b03= 31(mm)

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

Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo CT

10-10/189(TL1)

lm= (1,2 1,5).dsb

Mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I

lm11= lm1d= (1,2 1,5).30= 36 45(mm), chọn lmld= 38(mm)

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng bánh răng ta chọn lm11= 40(mm)

Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22= lm23 = (1,2 1,5).40= 48 67(mm), chọn lm22= lm23= 55(mm)Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

lm34= lm3k = (1,2 1,5).60= 72 90(mm), chọn lm34= lm3k= 74(mm)Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k1= 10: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

Chọn k2= 5 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

Chọn k3= 10: Khoảng cách từ mạt mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ Chọn hn= 15: Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông

4.4.Xác định chiều dài giữa các ổ:

Chọn góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β1 = 45o

=>Fx.sinβ1 = Fx.cosβ1 = 1044,68.cos45 = 738,7(N)

FX11’ = 329,29 (N)

FX10’ = 600 (N)

17 3 54

4.6 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

1000

474,44 1230,97

M x

56458,36 66472,38

M y

108496,12

278561,15

1-0 1-1 1-2 1-3

60594,4

T

4.6.2 Biểu đồ momen trục II

173 119

54

4181,86 1940,9

209093,2

2-0 2-1 2-2 2-3

T

4.6.2 Biểu đồ momen trục II

173 119

54

4181,86 1940,9

M d

σ

=

Trong đó:

[σ

]: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Mtdj: Momen tương đương

Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp khớp nối:

Lấy theo tiêu chuẩn d10 = 20(mm)

T

Tại tiết diện 1-1 chỗ lắp ổ lăn:

Lấy theo tiêu chuẩn d11 = 25(mm)Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp bánh răng:

Lấy theo tiêu chuẩn d12 = 32(mm)

Tại tiết diện 1-3 lắp ổ lăn:

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11: d11 = d13 = 25 (mm)

Tại tiết diện 2-2 lắp bánh răng 3:

Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 35(mm)Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 2:

Lấy theo tiêu chuẩn d21 = 35(mm) để cân đối với mặt cắt tiết diện 2-2

Tại tiết diện 2-0 lắp ổ lăn:

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 2-0 và 2-3

Tại tiết diện 3-1 chỗ lắp bánh răng 4:

Lấy theo tiêu chuẩn d31 = 50(mm)Tại tiết diện 3-2 chỗ lắp ổ lăn :

Lấy theo tiêu chuẩn d32 = 45(mm)Tại tiết diện 3-3 chỗ lắp ổ lăn bánh răng xích:

Lấy theo tiêu chuẩn d33 = 40(mm)Tại tiết diện 3-0 chỗ lắp ổ lăn:

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 32

d30 = d32 = 50(mm)

CHƯƠNG V: TÍNH MỐI GHÉP THEN5.1 Tính mối ghép then trên từng trục

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục

5.2 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau (theo 10-19/195[TL1]):

[ ]

2 2

.

j j j

Với thép 45 có σb = 600Mpa

 σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

σ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 157,728 Mpa

σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

τaj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

Wj : momen cản uốn, tính bằng CT tính bảng 10-6[TL1]

Đối với tiết diện tròn:

3 3

.

32

j j

d mm

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

max aj

Trong đó W0j là momen cản xoắn, CT tính bảng 10-6[TL1]

Đối với tiết diện tròn:

3 3 0

.

16

j j

d mm

Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

TRỤC I: Mặt cắt 1-0 lắp khớp nối, mặt các 1-1 lắp ổ lăn, mặt cắt 1-2 lắp bánh răngTRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng nghiêng

TRỤC III: Mạt cắt 3-1 lắp bánh răng, mặt cắt 3-2 lắp ổ lăn, mặt cắt 3-3 lắp bộ truyền ngoài là bánh răng xích