Đồ án chi tiết máy răng trụ thẳng 2 cấp phân đôi

Đồ án môn học là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm.Đồ án yêu cầu những kiến thức về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền…để có thể thực hiện tính toán, lựa chọn các chi tiết, kết cấu phù hợp.Và kết hợp với phần mềm thiết kế (Inventer) xây dựng cấu trúc 3D và mô phỏng hoạt động và nguyên lý tháo lắp của cơ cấu cần tính toán (Hộp giảm tốc)

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Mục Lục

Mục Lục 1

Lời nói đầu 3

Phần I: Tính Toán Động Học 5

1.1 Chọn loại động cơ điện 5

1.1.1 Chọn động cơ 5

1.1.2 Chọn công suất động cơ động cơ 5

1.1.3 Chọn số vòng quay của động cơ 6

1.1.4 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ 7

1.2 Phân phối tỉ số truyền 7

1.3 Xác định các thông số trên trục 8

Phần II: Thiết Kế Các Bộ Truyền 10

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 10

2.1.1 Chọn vật liệu 10

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép 10

2.1.3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 12

2.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 13

2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 16

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải 17

2.1.7 Các thông số bộ truyền cấp nhanh 18

3.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm 18

2.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 18

2.2.2 Xác định các thông số ăn khớp 19

2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 19

2.2.4 Kiểm nghệm răng về độ bền uốn 22

2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải 24

2.2.6 Các thông số kích thước của bộ truyền cấp chậm 24

3.3 Kiểm tra chạm trục và bôi trơn 25

2.3.1 Kiểm tra chạm trục 25

Phần III: THIẾT KẾ TRỤC 27

3.1 Chọn vật liệu chế tạo 27

3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 27

3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

3.4 Tính toán trục I 29

a Xác định trị số và chiều các lực, mômen tác dụng lên trục 29

b Xác định đường kính trục 30

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 32

d Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 34

3.5 Tính toán trục II 35

a Xác định trị số và chiều các lực, mômen tác dụng lên trục 35

b Xác định đường kính trục 36

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 37

d Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 40

3.6 Tính toán trục III 40

a Xác định trị số và chiều các lực, mômen tác dụng lên trục 40

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 44

d Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 46

Phần IV: CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI VÀ THEN CHO CÁC TRỤC 48

4.1 Chọn ổ lăn cho trục I 48

4.1.1 Tính phản lực tại các ổ 48

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 49

4.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 49

4.2 Chọn ổ lăn cho trục II 49

4.2.1 Tính phản lực tại các ổ 49

4.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 50

4.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 51

4.3 Chọn ổ cho trục III 51

4.3.1 Tính phản lực tại các ổ 51

4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 52

4.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 53

4.4 Tính mối ghép then 53

Phần V: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 66

Lời nói đầu

Khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã nhanh chóng làm thay đổi bộ mặt thế giới Ngành công nghiệp thế giới nói chung và ngành công nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh chóng, tạo ra các sản phẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra mục tiêu đến năm 2020 nước ta cơ bản trở thành một nước công nghiệp phát triển, trở thành một nền kinh tế vững mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trong các diễn đàn kinh tế thế giới.

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp – Đại Học Thái Nguyên luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới

Qua đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD chúng em là: Vũ Đình Thiên,

Đinh Xuân Kỷ và Nguyễn Duy Trung đã tổng hợp được nhiều kiến thức

chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Chúng

em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ thuật cơ khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ thuật cơ khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận

tình của thày Lê Văn Nhất và thầy Nguyễn Hoàng Nghị.

Ngày tháng năm 2011

Nhóm sinh viên: Đinh Xuân Kỷ

Vũ Đình Thiên Nguyễn Duy Trung

Phần I

Tính Toán Động Học

1.1 Chọn loại động cơ điện

1.1.1 Chọn động cơ

Trong thực tế có nhiều loại động cơ khác nhau, mỗi loại động cơ đều

có ưu nhược điểm riêng Cho nên khi chọn động cơ ta cần chọn loại động cơtối ưu và phù hợp nhất

 Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm và đảochiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khó kiếm

 Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha vàđộng cơ xoay chiều ba pha

Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và thường dùngtrong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít được dùng trong công nghiệp

Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động cơ ba pha đồng bộ vàđộng cơ ba pha không đồng bộ

 Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộcvào trị số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được, nó có ưuđiểm là hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại có nhược điểm làthiết bị phức tạp và khá đắt tiền

 Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đơn giản, dễ bảo quản,làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp.Giáthành rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ

Từ các ưu và nhược điểm trên thì ta nên chọn động cơ ba pha không đồng bộ

để sử dụng cho hộp giảm tốc cần tính

Công suất làm việc trên trục công tác

Do ma sát, hao mòn của các bộ truyền ta có hiệu suất chung của hệ dẫnđộng là:

 : Là hiệu suất từ trục II đến trục III

Công suất làm việc trên trục động cơ:

 

6

6,410,9362

ct

đc lv lv

P



1.1.3 Chọn số vòng quay của động cơ

Số vòng quay của trục công tác:

 

60.10 6.10 1,2

51 3,14.350

V Vận tốc vòng của băng tải

Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb=1450 (v/p) Khi

đó tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống Usb được xác định:

1450

28,4351

đb sb ct

n U

TMax/Tdn TK/Tdn GD2

1.1.4 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để hệthống có thể làm việc được Kiểm tra diều kiện mở máy cho động cơ theocông thức

đc đc

mm bđ

P P

  1,5.7 10,5

P : Công suất mở máy của động cơ

đc bđ

P : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ.

Vậy ta có: đc đc

mm bđ

P P thỏa mãn được điều kiện mở máy và làm việc

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống U được xác định theo công thức:

đc ct

n U n

 Trong đó:

đc

n : Số vòng quay của động cơ.

ct

n : Số vòng quay của trục công tác.

Vì các hệ dẫn động nối tiếp với nhau nên ta có:

U : Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài.

Do hệ dẫn động không có bộ truyền ngoài nên U  n 1

1

U : Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.

U : Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.

Tỉ số truyền của hộp có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngang của hộpnhỏ nhất Khi này tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm sẽ được tính theo côngthức:

3 2

1

.1,2776 c ba

h ba

K

Trong đó:

28,2

6,34,5

h

U U U

1.3 Xác định các thông số trên trục

Ký hiệu các trục I, II là thứ tự các trục trong hộp giảm tốc

 Tính công suất trên các trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

 

6

6,410,9362

đc I

I II

51 ( / )4,5

II III

I I

II II

III III

Phần II

Thiết Kế Các Bộ Truyền

Hộp giảm tốc đang thiết kế là hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm vì vậy

để tránh hiện tượng lực dọc trục trên các trục của hộp giảm tốc ta sẽ chọn bộtruyền bánh răng cấp nhanh là bánh răng trụ răng thẳng, cấp chậm là bộtruyền bánh răng trụ răng nghiêng (đối xứng)

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2.1.1 Chọn vật liệu

Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình

Ta chọn vật liệu có HB350 Mpa Vậy ta chọn thép 45 thường hóa có: HB 170 217 ;  b 600 Mpa ;  ch 340 Mpa

Chọn độ cứng của bánh răng nhỏ: HB 1 180

Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt

độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị



Trong đó:

0 lim:

K Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước răng.

Do thiết kế sơ bộ nên: Z Z K R .V XH 1

HO HO HO

N N

9 2

60.1.1440.8.365.8.0,9 1,81.1060.1.229.8.365.8.0,9 0,3.10

HE HE

N N

430

390,91,1

H H

H

Mpa S



0 lim 2 2

410

372,721,1

H H

H

Mpa S



Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền cấp nhanh

H Min H1 ; H2  372,72 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền cấp chậm

F

F

K Y Y K K S



Trong đó:

0 lim:

F

 Giới hạn mỏi uốn của răng ứng với số chu kỳ cơ sở

0 lim 2 1,8 2 1,8.170 306

324

185,141,75

F F

F

Mpa S



0 lim 2 2

300

171,421,75

F F

F

Mpa S



c Ứng suất quá tải cho phép

Bánh răng thường hóa nên:

HMax 2,8.ch 2,8.340 952 Mpa

FMax 0,8.ch 0,8.340 272 Mpa

2.1.3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục

6,3.0,4 372,72 .

182,53 ( )

H a

157

6,2825

th

Z U

Z

2.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

 

2 W1 1 W1

b Sin m

1

49,316,28 1

H

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp tra theo vận tốc vòng V1

W1 1 1

.1

2

H HV

H H

V b d K

T K  K 

 

W1 0

1 W1 W1 1

th

H HV

2

.2.42975.1,32 6,3 1

Vậy răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

Để đảm bảo độ bền ta tính lại chiều rộng vành răng

1

2

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn

Tra bảng 6.7 I  K F 1,15

:

F

Y  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Với bánh răng thẳng K F 1

.1

2

F FV

F F

V b d K

T K K 

 Trong đó:

W1 0

W1 0

W1 W1 1

180 0,001.56.3,71 1,11

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Vậy HMax H M ax 952Mpa

 Ứng suất uốn cực đại

 Răng thỏa mãn độ bền quá tải

2.1.7 Các thông số bộ truyền cấp nhanh

2

2

.2

1

H a

T K

1

.260682

.1,282

4,5.0,4 372,72

H a

T K

904,520

th

Z U

a

2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

2

2 2

W 2 2 W 3

2

b H

t

C Z

K  Hệ số kể đên sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp

răng đồng thời ăn khớp

.1

2

H HV

H H

V b d K

T K  K 

 Trong đó:

0,84.29,088.72,72

2 2.260682.1,28.1,13

H HV

H H

V b d K

W 2 2 W3

2

2

.260682

2 .1,44 4,5 12

Với V2 0,87m s 4m s  Chọn cấp chính xác 9 Khi đó cần gia công bánh răng được độ nhám R a 2,5 1,25m do đó Z  R 0,95



 Răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

2.2.4 Kiểm nghệm răng về độ bền uốn

Y





   : Hệ số trùng khớp ngang.:

Y Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng của răng.

Tra 6.18 I  Y F13,9;Y F2 3,6

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn

Hệ số bd 0,53.ba.U th2 1 0,53.0,4 4,5 1   1,16

Tra 6.7 I  K F 1,41

:

F

K  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

.1

2 .2

F FV

F F

V b d K

F F

V b d K

1 1

2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

K K

 Răng thảo mãn điều kiện quá tải

2.2.6 Các thông số kích thước của bộ truyền cấp chậm

Hệ số dịch chỉnh X1 X2 0 mm

Đường kính vòng chia d3 72,72;d4 327,24 mm Đường kính vòng lăn dW3 72,72;dW 4 327,24 mm

3.3 Kiểm tra chạm trục và bôi trơn

6,48

1440

sb I

6,25

229

sb II

6

51

sb III

2.3.2 Kiểm tra bôi trơn

Để giảm tổn hao công suất vì ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, hạn chế han gỉ thì cần phải bôi trơn

Đối với hộp giảm tốc đang tính thì ta sẽ chọn bôi trơn trong dầu, các chi tiết sẽ được ngâm trong dầu bôi trơn

Với bộ truyền cấp nhanh:

Chiều cao răng: h h 1 h2 2,25.m1 2,25.2 4,5 (mm)Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin 0,75 2   h3,4 9 (mm)

Vì l Min 10 l Min 10 (mm)Mức dầu tối thiểu là: W 2

Chiều cao răng: h h 3 h4 2,25.m2 2,25.3 6,75 (mm)

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin 0,75 2   h5,06 13,5 (mm)

Vì l Min 10 l Min 13,5Mức dầu tối thiểu là: W4

3 3

3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a Tra bảng 10.2 I ta chọn chiều rộng ổ lăn    b0

m m

K Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.

K Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp, lấy2:

I t

T F

D

(D Là đường kính vòng tròn qua tâm các bulông)

b Xác định đường kính trục

Đưa bài toán về sơ đồ tính toán của sức bền

Vẽ biểu đồ MX; MY; MZ

C A

42975(N.mm)

T I

174 174

8,510,1 0,1.600

tdA A

8,660,1 0,1.600

tdC C

13,860,1 0,1.600

tdD d

Vậy ta làm bánh răng liền trục

c. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Bánh răng chế tạo liền trục nên ta kiểm tra tại khớp nối cứng

Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng Ta kiểmnghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi

Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện:

 S 1,2 2,5 là hệ số an toàn cho phép

; :

S S  Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng xuất

tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng

W

bt d t d

1

W

bt d t d

1,6.10

38,03 4207,11

tdC

a

M

N mm W



 2

ax 01

K Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc

vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt Theo

 

10.8 I  K X 1,06

:

Y

K Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng

bền bề mặt cơ tính vật liệu Ta không dùng phương pháp tăng bền  K Y 1

K v K  Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn Trị số của

chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất

Y

K K K

Y

K K K

S K

Đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tảiđột ngột Cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

 

2 3 2

td

     Trong đó:

Ứng suất cho phép

  0,8.ch 0,8.340 272 MpaỨng suất pháp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm (tại D)

II t

MY398224,52(N.mm) 425621,82(N.mm)

 Tính M tại các điểm: td

Tại điểm A và điểm E: M  td 0

Tại điểm B: Có bên trái điểm B và bên phải điểm B

Bên trái điểm B

Tại điểm D: Có bên trái điểm D và bên phải điểm D

Bên trái D bằng bên phải B có M tdB 4,1.105 N mm 

Bên phải D bằng bên trái B có M tdB 4,1.105 N mm 

 Xác định đường kính trục tại các điểm

Tại điểm A và điểm E: d A d E 0

Tại điểm B và điểm D có:

Bên trái điểm B bằng bên phải điểm D

5 3

19,430,1 0,1.600

tdD C

Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng Ta kiểm

nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi

Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện:

 S 1,2 2,5 là hệ số an toàn cho phép

; :

S S  Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng xuất

tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng

 2

3

1 01

1

W

bt d t d

1

W

bt d t d

d