Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD: Hộp giảm tốc khai triển tổng hợp

Muốn thực hiện điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển mạnh đó là cơ khí chế tạo, nó đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị cho các ngành kinh tế quốc

LỜI NểI ĐẦU

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển với tốc độ vũ bão, mang lai những lợi ích to lớn cho con ngời về các lĩnh vực tinh thần và vật chất để nâng cao đời sống nhân dân để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nớc trong khu vực cũng nh các nớc trên thế giới Đảng và nhà nớc ta đã đề ra mục tiêu trong những năm tới là thực hiện “CNH và HĐH” đất nớc Muốn thực hiện điều

đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển mạnh đó là cơ khí chế tạo, nó

đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị cho các ngành kinh tế quốc dân, để phục vụ cho việc phát triển ngành cơ khí hiện nay chúng ta cần đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ cao đồng thời phải đáp ứng đợc những công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó với vai trò là một sinh viên trờng Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp nói riêng và những sinh viên các trờng kỹ thuật nói chung trong cả nớc luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện trao đổi kiến thức

đã đợc dạy trong trờng sau khi ra trờng để có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới đất nớc trong thế kỷ mới của đất nớc trong thế kỷ mới Sau một thời gian học tập ở trờng và cuối học kỳ này ở bộ môn CNCTM em đợc giao đề tài đồ án là thiết kế sản phẩm với CAD “Hộp giảm tốc khai triển”

Qua đề tài này em đã tổng hợp đợc nhiều kiến thức chuyên môn, giúp em hiểu đợc rõ hơn những công việc của một kỹ s thiết kế quy trình công nghệ Trong thời gian làm đồ án em đã nhận đợc sự giúp đỡ của các thầy giáo trong bộ môn công nghệ chế tạo đặc biệt là TS.Nguyễn Văn Dự và Ths.Đỗ Thế Vinh giáo viên hớng dẫn trực tiếp Nhng với những hiểu biết còn hạn chế, khả năng nhận thức của bản thân và kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đề tài của em không tránh khỏi sai sót Nên em rất mong nhận đợc sự chỉ bảo và đóng góp ý kiến của các Thầy giáo trong bộ môn CNCTM và các bạn để đồ án của chúng em đợc hoàn thiện hơn

Em xin trân thành cảm ơn !

Sinh viên thực hiện

Đỗ Văn Nam

NHẬN XẫT CỦA GIÁO VIấN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Tính chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ

+ Động cơ điện xoay chiều

- Gồm có 2 loại: Động cơ đồng bộ 3 pha và động cơ không đồng bộ 3 pha

- Ở đây ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha kiểu lồng sóc vì loại động cơ này

có cấu tạo, vận hành đơn giản nhất và không cần biến đổi dòng điện

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)-[1]

t CT

PP



Trong đó: PCT: Công suất cần thiết trên trục động cơ ( kW)

PT: Công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

 : Hiệu suất truyền độngVới:     12 4 22 3 Tra bảng 2.3[1] ta có:

1: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng (1 = 0,97))

2: Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn (2 = 0,993)

3: Hiệu suất của khớp nối (3 = 1)Vậy hiệu suất truyền động là:  0,97) 0,993 12 4 2 0,915

Theo đầu bài: tải trọng làm việc là không đổi nên ta có:

Công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác theo công thức(2.10)-[1]:

V: Vận tốc vòng băng tải ( V = 2,4m/s)Vậy công suất tính toán là:

V: Vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s)

D: Đường kính tang quay (mm)

Số vòng quay sơ bộ của trục động cơ phải thỏa mãn

cơ suất(kW) quay(v/ph)

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy và điều kiện quá tải cho động cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ sinh ra cần 1 công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của

hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:

dc dc

mm bd

P PTrong đó: Pmmdc: công suất mở máy của động cơ (kW)

P P do vậy động cơ được chọn thỏa mãn điều kiện mở máy

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

Trong đó: ndc: Số vòng quay của động cơ ( ndc = 1458 v/ph)

nct: Số vòng quay của trục công tác ( nct = 117),589 v/ph)1458

Trong đó: u1: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

u2: tý số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Do trục động cơ được nối trực tiếp với trục đầu vào của hộp giẩm tốc nên

tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc bằng 1

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngangcủa hộp nhỏ nhất ( cũng chính là để bôi trơn hộp giảm tốc hợp lý nhất) Khi này

tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm được tính theo công thức sau:

ba 2 3

3 Tính toán các thông số trên các trục

3.1 Tính công suất trên các trục

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

- Số vòng quay trên trục IV: nIV nIII 117),6(v / ph)

3.3 Tính mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

dc dc

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ

2.1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ.

KHL = mH HO

HE

NN

KFL = m F

FE

FO

N N

, 2 2

HO

7 4

, 2 1

HO

4 , 2 HB HO

10.4,1230

.30N

10.05,2270

.30N

H.30N

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

1 1

Ta lấy

FO FE

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

1 1

KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Thay các tham số vào (1.1), (1.2) ta có:

2.1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw Nó được xácđịnh theo công thức sau:

1 3

T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động.

 1 2w

o w

- Tính lại góc nghiêng :

0 t

w

Z 2.131cosβ=m = =0,96 β=17),02

- Chiều rộng vành răng : b = ψ a =0,3.137)=41,1 (mm)w1 ba w1

- Chọn: bw1 = 45 (mm)

2.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệnsau:

Chọn  =200 ;

tg b = cos 20,840.tg 17),020 = 0,29  b = 15,97)0



0 0

2.cos15,97)

1,7) sin(2.20,84 )

m

2a 2.137)

d = = =46 (mm)

U +1 4,96+1Vận tốc vòng: π.d nW1 1 3,14.46.1458

60000 60000

Tra bảng 6.13[1], bộ truyền dùng cấp chính xác 9.

Tra bảng 6.14[1] ta có KH = 1,16; KF = 1,4

KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

H w w1 HV

Do đó: ZR = 0,95

[H]CX = 518,19.1.1 0,95 = 492,28 (MPa)

Sự chênh lệch giữa H và [H ]

Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

2.1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép

T1: Mô men xoắn trên trục chủ động T1 = 56330,6 Nmm

Y: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y =1-β 17),02=0,88

Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn.

2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy Vì vậy, cần kiểm traquá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại

Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa

Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,3

+ Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại

HMax không vượt quá một giá trị cho phép Nghĩa là:

H Max = H K qt  [H]Max

2 max

Bảng thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

hiệu Công thức tính

Kếtquả

ĐơnvịKhoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z 1 + Z 2 )/cos  137) mm

* Các lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh

KFL = m F

FE

FO

N N

KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Thay các tham số vào (1), (2) ta có:

[H3] = 610.1.1/1,1 = 554,55 (MPa)

2.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw Nó được xácđịnh theo công thức sau:

1 Hβ 3

Ka: Là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

Tra bảng 6.5 [I] ta có: Ka = 43 Mpa1/3

T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động

 1 2w

- Tính lại góc nghiêng :

0 t

w

Z 2.161cosβ=m = =0,96 β=17),02

- Chiều rộng vành răng : b = ψ a =0,3.168= 50,4 (mm)w2 ba w2

- Chọn bw2 = 55 (mm)

2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệnsau:

tg arctg 

tg b = cos 20,840.tg 17),020 = 0,29  b = 15,97)0



0 0

2.cos15,97)

1, 7)sin(2.20,84 )

2a 2.168

d = = =96 (mm)

U +1 2,5+1Vận tốc vòng là: π.d nW2 2 3,14.96.294

60000 60000Tra bảng 6.13[1], bộ truyền dùng cấp chính xác 9

Tra bảng 6.14[1] ta có KH = 1,13; KF = 1,37)

KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

H w2 w2 HV

Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

2.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép

Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn.

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy Vì vậy, cần kiểm traquá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại

Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa

Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,3

+ Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại H Max không vượt quá một giá trị cho phép Nghĩa là:

H Max = H K qt  [H]Max

 Hmax  47)6 , 9 1 , 3  619 , 97) (MPa) Hmax  1260MPa

+ Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răngthì: Fmax  F1.K qt Fmax

 F1max  F1.K qt  148 , 66 1 , 3  193 , 26 (MPa) F1max  464MPa 

) ( 6 , 190 3 , 1 62 , 146

2 max

 <F2max  360MPa

Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải

Bảng thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

hiệu Công thức tính

Kếtquả

ĐơnvịKhoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z 3 + Z 4 )/cos  168 mm

ĐK vòng chia DD3 D3 = m.Z3/cos 96,2 mm

4 D 4 = m.Z 4 /cos 240,53 mm

ĐK vòng đỉnh Da3 D a3 = D 3 + 2m 100,2 mm

Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min ( 105,995 ; 112,265 ) = 105,995 (mm).

Xmax = Max(X2max ; X4max ) = Max ( 95,995 ; 91,7) ) = 95,995 (mm)

X = Xmin - Xmax = 105,995 – 95,995 = 10 (mm)

Như vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn

2.4 Kiểm tra điều kiện chạm trục

x1

x2

Ta có đường kính sơ bộ được tính theo công thức :

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Fa3

Fa4

Fr4 Fr3

Ft4 Ft3

- Chiều nghiêng hợp lý là chiều nghiêng sao cho lực tác dụng vào ổ trục II là bénhất Ta chọn chiều nghiêng của các cặp bánh răng như hình vẽ

Td

0,2.[ ]



 (mm)Trong đó:

3.1.3 Xác định khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực

- Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng10.2[1] ta có:

b0(mm) 17) 25 31

- Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Xác định khoảng cách các vị trí lắp các chi tiết trên trục

Ta có chiều dái moay ơ

46,0262,5.969,46 7)34,7)5

46,02132,5.969,46 7)34,7)5

 ( Dt là đường kính của đường tròn đi quatâm chốt) Chọn Dt = 100(mm)

t1 x xA

Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng

* Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm

 

tdC 33

 

tdC 33

 

tdD 33

My N.mm

Mz N.mm

Biểu đồ mômen M x , M y , M z

*Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm



 

tdC 33

 

tdD 33

C

B Fr2

Ft2 Fa2

Fr3

Ft3 Fa3 D

My N.mm

Mz N.mm

240,53132,5.2217),98 1681,99

240,5362,5.2217),98 1681,99

 ( Dt là đường kính của đường tròn đi quatâm chốt) Chọn Dt = 17)0(mm)

t 4 x xA

Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng

* Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm

 

tdC 33

Dựa vào kết cấu trục, ta thấy tại C có gia công rãnh then nên cần tăng đườngkính trục lên (4÷7))%

 

tdB 33

 

tdD 33

Fr4 Fa4

A

C Fr4

MyN.mm

MzN.mm

Biểu đồ mômen M , M , M

C Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Khi tính toán ở trên ta mới xét trục ở độ bền tĩnh Để đảm bảo độ bền trụctrong quá trình làm việc, độ bền mỏi của trục cần phải thoả mãn điều kiện

Sj = 2 . 2 [S]

S S

S S

j j

j j

j

j S

S ,  : Hệ số an toàn xét riêng xét riêng về ứng suất pháp, tiếp xét tại tiết diện j

mj aj

dj j

dj j

Wj:Mô men chống uốn tại tiêt diện j

W0j:: Mô men cản xoắn tại tiết diện j

   a2 = 2

02

T 56330,6

5,392(MPa)2.W 2.5223,7)28 

Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197)] [1] với:  b 7)50MPata được mài ra 0 , 32  0 , 16

Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi

Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

KY : hệ số tăng bền bề mặt trục

Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiếtdiện trục đến giới hạn mỏi  = 0,87);  = 0,80

Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt Tra bảng 10.12 đối với trục

có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có b = 7)50Mpa







K 1,8

2,250,8

T = 268959,18 Nmm

Theo 10.22 và 10.23 [1] ta có

22 2

M

2 2

Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197)] [1] với  b 7)50MPata được mài ra 0 , 32  0 , 16 ta

có Kx =1 ; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi

Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt Tra bảng 10.12 đối với trục

có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có b = 600Mpa, ta có:

S   ; 2

189,66

13,165 1,57)9.9,124

Kết luận: Trục thừa bền dẫn đến làm tăng trọng lượng của chi tiết, và lãng phí

vật liệu Ta chọn lại đường kính các đoạn trục như sau:

+ Đường kính trục tại các vị trí lắp bánh răng là:

Tại D: dD = 40 (mm)

Tại C: dC = 38 (mm)

+ Đường kính trục tại các vị trí lắp ổ lăn:

dA = dB = 30 (mm)

Ta tiến hành kiểm nghiệm bền cho các kích thước vừa chọn

Ta thấy tại vị trí D là vị trí nguy hiểm nhất nên ta cần tính kiểm nghiệm cho trục

a 2

22

M W

   a2 = 2

02

T 268959,18

12,691(MPa)2.W 2.10596,088 

Tra bảng 10.7) ta có:   0,1; ψτ  0,05

Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197)] [1] với  b 7)50MPata được mài ra 0 , 32  0 , 16

Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi

Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

KY : hệ số tăng bền bề mặt trục

Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiếtdiện trục đến giới hạn mỏi ε σ  0,85;ε τ  0,7)8

Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt Tra bảng 10.12 đối với trục

có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có b = 600Mpa

Ta có:K =1,7)6; K  1 , 54

K, ,K: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn

K 1,7)6

2,07)10,85

M W

   a3 = 337)048,612 31,25(MPa)

107)85,47)4 

3 a3

03

T W

   a3 = 3

03

T 648035,7)1

11,952(MPa)2.W 2.27)111,021

Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiếtdiện trục đến giới hạn mỏi

 = 0,80;  = 0,7)5

Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt Tra bảng 10.12 đối với trục

có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có b = 7)50Mpa, ta có:

K =1,95; Kτ = 1,80

K, ,K: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn

K 1,95

2,4380,80

x 3

Ta tiến hành kiểm nghiệm bền cho các kích thước vừa chọn.

Ta thấy tại vị trí C là vị trí nguy hiểm nhất nên ta cần tính kiểm nghiệm cho trục

33

M W

   a3 = 337)048,612 45,425(MPa)

7)419,7)98 

3 a3

03

T W

   a3 = 3

03

T 648035,7)1

17),7)33(MPa)2.W 2.1827)1,638 

Tra bảng 10.7) ta có:   0,1; ψτ  0,05

Tra bảng 10.8 và 10.9 trang [197)] [1] với:  b 7)50MPata được mài ra 0 , 32  0 , 16

Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi

Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

KY : hệ số tăng bền bề mặt trục

Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiếtdiện trục đến giới hạn mỏi.

 = 0,82;  = 0,7)6

Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt Tra bảng 10.12 đối với trục

có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có b = 7)50Mpa, ta có:

K =1,95; Kτ = 1,80

K,, K: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn

2,37)8 0,82

x 3