THIẾT KẾ, GIA CÔNG CHI TIẾT VÀ LẮP RÁP MÁY đề TÀI HỘP GIẢM TỐC LOẠI a b c

Thiết kế  Chương 1: Giới thiệu chung về đầu đề đồ án, các loại hộp giảm tốc  Chương 2: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền  Chương 3: Thiết kế các bộ truyền bộ truyền ngo

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

ĐỀ TÀI: HỘP GIẢM TỐC LOẠI A-B-C

Giáo viên hướng dẫn: TS LÊ HOÀI NAM

TS PHẠM ANH ĐỨC

TS ĐỖ LÊ HƯNG TOÀN Sinh viên thực hiện: TRẦN THANH HOÀNG

TRẦN NGỌC BIỂN Lớp: 19CDTCLC3 (19.06A)

Đà Nẵng, ngày tháng năm2020

MỤC LỤC

Nội dung thuyết minh sẽ bao gồm:

Lời nói đầu

Phần 1 Thiết kế

 Chương 1: Giới thiệu chung về đầu đề đồ án, các loại hộp giảm tốc

 Chương 2: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

 Chương 3: Thiết kế các bộ truyền (bộ truyền ngoài, bộ truyền trong)

 Chương 4: Thiết kế trục và tính then

 Chương 5: Thiết kế gối đỡ trục

 Chương 6: Tính chọn nối trục

 Chương 7: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác

 Chương 8: Bôi trơn và che kín

 Chương 9: Lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành

cơ điện tử, môn học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được học, mà nó còn là

cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang Hệ thống được đẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nối truyền chuyển động tới băng tải Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau Tập 1 Chi tiết máy của GS.TS-NGUYỄN TRỌNG HIỆP.Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của nhóm sinh viên không thể tránh được những thiếu sót Nhóm sinh viên kính mong được sự hướng dẫn

và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy bộ môn đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

PHẦN 1 THIẾT KẾ MÁY CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ ĐỒ ÁN, CÁC LOẠI

2 Ưu điểm chung:

- Hiệu suất cao

- Khả năng truyền những công suất khác nhau

Bánh răng có thể có răng thẳng, răng nghiêng hoặc răng hình chữ V.

Trục có thể lắp trong ổ lăn hoặc ổ trượt, tỉ số truyền i có thể lấy ≤ 5 nếu là răng thẳng,

có thể lấy tới 10 nếu răng nghiêng hoặc là răng chữ V.

Hình 4.2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp

thẳng đứng[1]

Việc chọn sơ đồ hộp giảm tốc nằm ngang hay thẳng đứng do yêu cầu thuận tiện về kết cấu chung của thiết bị dẫn động quyết định.

Hộp giảm tốc bánh răng nón thẳng và răng nghiêng thường dùng để truyền công suất bé hoặc trung bình.

Khi dùng răng thẳng tỉ số truyền i không nên quá 3, còn khi dùng răng nghiêng tỉ số truyền có thể tới 5.

Phần lớn các trục của hộp giảm tốc bánh răng nón đều lắp trong ổ lăn.

Hình 4.5 Hộp giảm tốc đồng trục[1]

Hình 4.5

Ưu điểm: Cho phép giảm kích thước chiều dài, trọng lượng của hộp giảm tốc bé hơn so với các loại khác.

Nhược điểm:

 Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí kết cấu chung của thiết bị dẫn động

vì chỉ có một đầu trục vào

và một đầu trục ra.

 Khó bôi trơn bộ phận ổ trục

ở giữa hộp.

 Khoảng cách giữa các gối

đỡ của trục trung gian lớn,

do đó muốn đảm bảo trục bền và cứng cần phải tăng đường kính trục.

Hình 4.6 Hộp giảm tốc có cấp tách đôi[1]

Hình 4.6

Ưu điểm: Tải trọng phận bố đều trên các ổ trục, sử dụng hết khả năng của vật liệu, bánh răng phân bố đối xứng.

Nhược điểm: chiều rộng của hộp tăng, cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng chi tiết

và khối lượng gia công tăng.

Hình 4.7 Hộp giảm tốc hai cấp khai triển[1]

Hình 4.8 Hộp giảm tốc ba cấp khai triển[1]

Hình 4.7

Ưu điểm hộp giảm tốc 2 cấp: Thường được dùng với phạm

vi tỉ số truyền i=8 ÷ 30, ở các hộp tiêu chuẩn có giới hạn trên

i max=50 Muốn có tỉ số truyền lớn có thể dùng hộp giảm tốc

ba cấp (hình 4.8) ở đây

i=50 ÷ 400 Khuyết điểm:

 chủ yếu của loại này là bánh răng phân bố không đối xứng trên ổ gối tựa.Tải trong phân bố không đều trên các trục.

 Các ổ trục được chọn theo phản lực lớn nhất, nên trọng lượng hộp giảm tốc có tăng hơn so với các loại sơ đồ khác.

Hình 4.9 Hộp giảm tốc bánh răng – trụ hai cấp

nằm ngang[1]

Hình 4.9 và 4.10 Hộp giảm tốc bánh răng nón - trụ hai cấp có tỉ số truyền thông thường i=8 ÷ 15.

Hộp giảm tốc ba cấp (một cấp bánh răng nón và hai cấp bánh răng trụ, hình 4.11) được dùng khi i=25 ÷ 75 Nếu dùng bánh răng nón răng nghiêng hoặc răng xoắn thì tỉ số truyền i có thể lớn hơn các trị số nêu ở

 Tùy theo vị trí tương đối giữa trục vít và bánh vít, sơ

đồ hộp giảm tốc trục vít chia làm 3 loại chính: trục vít đặt dưới, trục vít đặt trên, đặt dưới và đặt cạnh.

 Hộp giảm tốc có trục bánh răng vít đứng trục vít đặt cạnh được dùng để dẫn động các cơ cấu xoay Tỉ

số truyền của hộp giảm tốc trục vít vào khoảng

i=10 ÷ 70

Hình 4.14 Hộp giảm tốc trục vít có trục bánh

răng vít đặt đứng[1]

 Hiệu suất của hộp giảm tốc trục vít tương đối ít nên ít dùng để truyền công suất lớn.

Hình 4.15 Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng[1]

Hình 4.16 Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít[1]

Hình 4.15

Tỉ số truyền động của hộp giảm tốc này lên đến 150, trong các trường hợp đặc biệt

có thể hơn150, trường hợp cá biệt có thể lớn hơn.

Hình 4.16

Tỉ số truyền trung bình của loại này là 50 ÷130,i max có thể tới 25.

Hình 1.2: Đồ thị thay đổi của tải trọng (momen xoắn) tác dụng lên hệ thống theo

thời gian t [2]

- Ưu điểm:

Năng suất và hiệu quả làm việc cao

Chúng rất dễ sử dụng và đặc biệt thuận tiện khi sửa chữa và bảo dưỡng Làm giảm vận tốc góc của các loại động cơ máy móc, đồng thời giúp động

cơ tăng cường thêm mô men xoắn

Giúp cho motor có thể chạy chậm hơn so với công suất ban đầu được thiết

kế (tức là vào khoảng tầm 1450 v/p)

- Nhược điểm:

Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi

Có tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ cao

Cần bôi trơn và căng xích

Hình 1.3: Sơ đồ tư duy Mindmap

CHƯƠNG II: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỶ SỐ

ηol: Hiệu suất của một cặp ổ lănηkn: Hiệu suất khớp nối

ηbrn: Hiệu suất bộ truyền bánh răng nónTheo bảng (2-1) Tài liệu thiết kế chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp 1988 chọn

Với: n lv: số vòng quay của tang (hay tời kéo).

u c: tỉ số truyền trung của hệ

Động cơ được chọn thoả mãn những điều kiện sau:

Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết:

N đc>N ctVậy ta nên chọn kiểu động cơ: AO2-41-4

Chọn công suất động cơ và số vòng quay động cơ điện:

Ta có: ichung =ingoài ih p ộ Trong đó:

ingoài: Tỷ số truyền của các bộ ngoài HGT

ihop: Tỷ số truyền của các bộ truyền bên trong HGT

Theo bảng 2-2 Tài liệu thiết kế chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp [2]:Chọn ih p ộ =¿8

⇒i ngoài=ichung

i h p ộ =

18,1

8 =2,263Lại có:inón =(0,22÷ 0,28).ihop (inón =inhanh )

Có: ih p ộ =inhanh .ich m ậ =¿i ch m ậ =8

2 = 4

Sau khi phân phối tỷ số truyền, lập bảng tính toán

Chương 3: Thiết kế các bộ truyền (bộ truyền ngoài, bộ

truyền trong) I.Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai dẹt).

Trong đó: N1 - công suất trên trục dẫn, kW

n1 - số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn

Kiểm nghiệm vận tôc đai theo điều kiện:

So sánh sánh số vòng quay n2 với n1 theo yêu cầu: Dưới (3 ÷ 5 %)

3 Định khoảng cách trục A và chiều dài đai [(Dựa vào công thức (5-9)] [2]:

L min= v

u max=

10,3

5 =2,062 (m) ¿2062(mm)

Trong đó: Lmin: chiều dài tối thiểu của đai

u max: số vòng quay của đai trong 1 giây

u max=¿) chọn 5Dựa vào công thức (5-2) [2] ta có công thức tính khoảng cách trục A theo Lmin

như sau:

A= 2 L−π(D2+D1)+√ [2 L−π(D2+D1) ]2−8(D2−D1)2

8

A=¿ 712,39 (mm)

Kiểm nghiệm: A ⩾2(D1+D2) công thức (5-10) [2]

Không thoả mãn nên ta chọn:

4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ:

Tính góc ôm α1 trên bánh nhỏ theo công thức (5-3) [2]:

Kiểm nghiệm điều kiện: α1⩾150 ∘ (thoả mãn điều kiện)

5 Xác định tiết diện đai:

Dựa vào bảng (5-2) [2]: Trị số[D δ1]max của đai vải cao su là 401 =0,025

Để hạn chế ứng suât uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai được chọn theo tỷ số D δ

1 sao cho: D δ

1⩽[D´δ1]max

Lấy D δ

1

=[D´δ1]max

Suy ra: Độ dày đai δ=0,025 ×135=3,375 (mm)

Xác định chiều rộng đai tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai

Chiều rộng đai công thức (5-13)[2]:b ⩾ δ P

[σ P]0: Ứng suất có ích cho phép của đai

C t: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra bảng (5-6)

C α: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm,tra bảng (5-7)

C v: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng (5-8)

6 Chiều rộng của bánh đai:

Chiều rộng b của bánh đai chọn theo chiều rộng b của đai,

bảng(5-10) hoặc tính theo công thức: B=1,1 ×b+(10 ÷ 15)mm

Suy ra: B=100(mm)

Dựa vào bảng 5-10 [2] để chọn chiều rộng của bánh đai

Thoả mãn điều kiện B ⩽ D1(100<135) [2]

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồiram ở nhiệt độ cao); thép thường hoá hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng Độ rắn bề mặt của răng HB<350, để có thể chạy mòn tốt, nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng: (25 ÷ 50)HB

¿=2,6HB: ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép

k ' N: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức:

k ' N=√6 N0

N tđ

Với:N0=¿ 107: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-9)

N tđ – số chu kỳ tương đương

Trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi:

N tđ=5,6 ×107

Vì N td ⩾N o thì lấy k '

N=1Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

¿ N/mm2

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

¿ N/mm2

Để tính toán chọn giá trị nhỏ hơn: ¿ N/mm2

Xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trungứng suất ở chân răng K σ=1,8 (vì là phôi thép, thép thường hoá

Khi răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động)

N0: Số chu kỳ của đường cong mỏi uốn, lấy N0=5.106

N td: Số chu kỳ tương đương tính theo công thức:

A ⩾(i ±1) ×3

√¿ ¿ ¿Chọn A=200 (mm)

d) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răngVận tốc vòng của bánh răng trụ: công thức (3-17)

4 Xác định mô đun, số răng, chiều rộng của bánh răng và góc nghiêng của bánh răng.

Theo bánh răng trụ modun trụ được chọn theo khoảng cách A

a) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Dựa vào công thức thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng (3-29) trang 51[1] để kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Chiều dài tương đối của răng: ψ A= b

m n=

60

4 =15Dựa vào bảng 3-18 trang 52[1]

Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng: y1=0,392

Đối với bánh răng lớn có hệ số bánh răng: y2=0,511

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

σ u 2=19,1×1061,3 ×538

y2m n2Znb=19,1×10

6 1,3 ×538

80 × 42×20 ×80,09 × 60=26,5[N/mm2]Thỏa mãn điều kiện vì σ u 1 = 138 ≤ 140 và σ u 2=26,5≤ 116,67

b)Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

- Kiểm nghiệm ứng suất khi sinh ra quá tải:

σ txqt=σ tx ×√K qt ≤¿

Bánh nhỏ σ tx 1 572[N/mm2]Bánh lớn σ tx 2 494 [N/mm2]Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:

Thỏa mãn điều kiện

Kiểm tra ứng suất uốn lớn nhất khi xảy ra quá tải

6 Định các thông số hình học của bộ truyền

Theo lí thuyết bộ truyền cấp nhanh có thể thừa bền, nên chọn bộ truyền cấpnhanh có độ bền thấp hơn.

1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện thích hợp

Chọn thép thường hóa có độ rắn bề mặt răng≤ 350HB

Bánh nhỏ: Thép thường hóa C45 có độ rắn 170-220 HB cho bánh răng nhỏ vớiđường kính phôi < 100 mm

2 Định ứng suất mỏi và ứng suất tiếp xúc cho phép

a) Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép

Dựa vào công thức (3-1) trang 38 [1] để chọn tính ứng suất cho phép

Dựa vào công thức (3-1) [2] để chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với:N0=¿ 107: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-9)

N tđ – số chu kỳ tương đương

Trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi:

N tđ=60 u ∑( M i

M max)3n i T i

Trong đó: M i, n i, T i – Momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng

số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

M max - Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.

Để tính toán chọn giá trị nhỏ hơn: ¿ N/mm2

b) Xác định ứng suất uốn cho phép:

Lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ=1 ,8

(vì là phôi thép, thép thường hoá)

Khi răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động)

c) Xác định khoảng chiều dài nón L

Đối với bộ truyền bánh răng thẳng áp dụng công thức (3-11):

L ⩾√i2+1√3¿ ¿ ¿

v= 2× π ×101 ×320,36

60× 1000×√22+1 =1,288 (m/s)

Dựa vào bảng (3-11) [2] để chọn cấp chính xác của bánh răng:

Chọn cấp chính xác của bánh răng là 9

e) Định chính xác hệ số tải trọng K chiều dài nón L

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức (3 -19)

K❑chinhxac=K tt K đ=1 ×1,45=1,45

Trong đó: K tt: Hệ số tập trung của tải trọng, đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ¿ và v ≤ 15 m/s, bộ truyền tải trọng thay đổi thì K tt tính theo công thức gần đúng) có thể lấy K tt=1

K đ: Hệ số tải trọng động, lấy K đ=1.3 tra bảng (3-14)

L √3 K chinhxac

K sobo =101,2×

3

√1,451,4 =102,19(mm) thõa mãn Chọn L ¿102,19mm

4 Xác định mô đun, số răng, chiều rộng của bánh răng và góc nghiêng của bánh răng.

Theo bánh răng trụ modun nón được chọn theo khoảng cách L

Trị số modun m s=(0,02÷ 0.03) × L=2,074 ÷3,111

Dựa theo bảng (3-1) ta chọn m s=3

Suy ra số bánh răng dẫn:

bền uốn của răng:

a) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răngVận tốc vòng của bánh răng trụ: công thức (3-18)

v= π d tb1 n1

60× 1000=

2 πL(1−0.5 ψ L)n1

60 × 1000×√i2+1 (m/s)Đối với bộ truyền ăn khớp ngoài lấy dấu (+)

v= 2 × π ×101 ×320

60× 1000×√22+1=1,288 (m/s)

Dựa vào bảng (3-11) [2] để chọn cấp chính xác của bánh răng:

Và số bánh răng bị dẫn:

Z2=i Z1=2× 40=80, chọn Z2=80

Chiều rộng bánh răng : b=ψ L × L=0,3 ×102,19=30,657mm

Lấy ψ L=31

Chiều rộng bánh răng nhỏ: b nho=31

Chiều rộng bánh răng lớn: b nho=31

5 Kiểm nghiệm

Dựa vào công thức thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng (3-29) trang 51[1] để

kiểm nghiệm sức Xác định mô đun, số răng, chiều rộng của bánh răng và góc

nghiêng của bánh răng

Chiều dài tương đối của răng: ψ L= b

m s=

31

3 =11,3333Dựa vào bảng 3-18 trang 52[1]

Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng: y1=0,476

Đối với bánh răng lớn có hệ số bánh răng: y2=0,511

a) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Thỏa mãn điều kiện vì σ u 1 = 94,13 ≤ 140 và σ u 2=87,68 ≤116,67

b) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Kiểm nghiệm ứng suất khi sinh ra quá tải:

σ txqt=σ tx √K qt ≤¿

Bánh nhỏ σ tx 1 572[N/mm2]Bánh lớn σ tx 2 494 [N/mm2]Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:

0,85× 31× 320,36 =340[N/mm2]

σ txqt=¿σ tx ×√K qt=340 ×√1,4=388[N/mm2]Thỏa mãn điều kiện

Kiểm tra ứng suất uốn lớn nhất khi xảy ra quá tải

6 Định các thông số bộ truyền

Dựa vào bảng 3-2 trang 36 [1] để xác định thông số học của bộ tuyền

Thông số hình học Công thức Gía trị

Bảng 3.3: Số liệu thống kê được từ [2]

7 Tính lực tác dụng : Dựa vào công thức (3-51) trang [54] Tài liệu tham khảo:

“Thiết kế chi tiết máy”, Nguyễn Trọng Hiệp, 1998.

P I=2 M xI

d1 =

2×56072

120 =934,5 ( N )Lực hướng tâm: P rI=P I tg (α) cos(α )=934,5 ×tg(φ1)×cos (α)

¿934,5 ×0,5 × cos(20)=439(N) (α=20 °

¿Lực dọc trục: P aI=P rI=439(N )

Đối với bánh răng lớn:

Lực vòng: P I=P II=934,5(N )

Lực hướng tâm: P rII=P aI=934,5(N )