Đồ án Chi Tiết Máy " THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG " pot

Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.. THIẾT KẾ HỘP GIẢM

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt

kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ

án này!

SVTH: Đặng Danh Huân

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG

1.Động cơ điện

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục

4 Nối trục đàn hồi

5 Xích tải

Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên xích tải: F = 5000N Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s

Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27 Bước xích tải: p = 25,4 mm Thời gian phục vụ: L = 24000 (h) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,75T

t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 3 Trường ĐHKT-KTCN

MỤC LỤC

PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Chọn động cơ

2 Phân phối tỉ số truyền

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ

3 Tính đường kính bánh đai lớn

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l

5 Tính góc ôm đai nhỏ

6 Tính số đai z

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai

8 Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo

9 Đánh giá đai

10 Tuổi thọ đai

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1 Tính toán cấp chậm

2 tính toán cấp nhanh

PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

1 Thiết kế trục

2 Tính then

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC

1 Chọn ổ lăn

2 Khớp nối trục

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

2.Các chi tiết phụ

3 Dung sai lắp ghép

PHẦN VIII : XÍCH TẢI

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 5 Trường ĐHKT-KTCN

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1 Chọn động cơ

1.1 Xác định tải trọng tương đương

Gọi : P là công suất trên xích tải

 là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

P là công suất tinh toán tren trục máy công tác t

Ta có :



t ct

3 2 3 2 2 2 2 2

t t t

t P t P t P

3 2 3 2 2 2 2 2

t t t

t P t P t P

1.2 Xác định công suất cần thiết

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 1

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): d 0.96

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) : br 0.98

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: η = ol 0,995

- Hiệu suất của khớp nối trục: kn 0.99

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η:

kn ol br



 2 5 =0.96.0,982.0,9955.0,99 = 0,89

Công suất cần thiết:

89.0

57,2

 (KW)

Số vòng quay của xích tải khi làm việc:

4,25.27

5715,0.60000

.60000







p z

ct dc

T

T T

T

n n

p P

Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo)

Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau:

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 7 Trường ĐHKT-KTCN

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay %

k dn

T

4A90L2Y3 3 KW 2838 84,5 2,2 0,88

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1

76 , 56 50

n

n u

Mà ut = ud.uh

Với ud là tỉ số truyền của đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Chọn u d 4 , 14,19

4

76,56

u

u u

a1 2 3

a11

ba

b ba h b

5,1.19,1419,143

57,2

P

kn ol

609,2

3

P

br ol

676,2

2

P

br ol

744,2

P P

d ol

453,169

)/(453,169187,4

5,709

)/(5,7094

2838

2

2 3 1

1 2 1

ph vg u

n n

ph vg u

n n

ph vg u

n n

d dc

3.10.55,9

.10.55,

9

6 6

mm N T

n

P T

dc

i

i i

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 9 Trường ĐHKT-KTCN

Theo sơ đồ hình 4.2[TL1]

ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại A, ta chọn như sau:

(L = 560 - 4000, d1 = 100 - 200)

Thông số cơ bản của bánh đai

Loại đai Kích thước mặt cắt, (mm) Diện tích

1

1 (5,2 6,4) T (5,2 6,4) 10095

d Theo 4.1 TL1 Với d = (102,4 …128,3) 1

Theo tiêu chuẩn chọn d1=125mm Vận tốc dài của đai:

)/(56,1860000

4

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 11 Trường ĐHKT-KTCN

2 1

5004125

ttd

d u d

4.2 Chiều dài đai L

1 2 ( 2 1)2

.4

)125500(2

)125500(14,3475.2

2 0 0

1180 57 (d d )/a135



Vì α1> αmin = 120o thỏa mãn điều kiện không trượt trơn

6 Tính số đai z

Ta có:

z u l

d

C C C C P

K P Z

]

[

.0

1



 Theo 4.16 TL1 Với: P dc : công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW(P dc

Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm

Chọn K = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca ) d

Thay các thông số vào ta có: 1,8

95,0.14,1.1.875,0.4,2

35,1.3

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 13 Trường ĐHKT-KTCN

8 Lực tác dụng lên trục F r , và lực căng ban đầu F o

Lực căng trên 1 đai:

0 1

780

dc d

v α

 36,17 230( )

2.875,0.56,18

35,1.3.780

45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta được

các thông số sau:

Vật liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn bền

2

b N/mm

Giới hạn chảy

 chN/mm2

Độ cứng HB

Bánh

chủ

động

Thép 45 X

Tôi cải

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 15 Trường ĐHKT-KTCN

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]

[σH] = ( σ0Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ0Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do

đó chỉ còn :

[σH] = ( σ0Hlim / SH) KHL

[σF] = ( σ0Flim / SF) KFC KFL

Với σ0Hlim, σ0Flim : lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]

K  / Và m F

FE FO

ở đây : mH và mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

trong trường hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350

NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :

Theo 6.5 TL1 tr93 : N HO 30.H HB2,4 30.2602,4 =18752418

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

Ta xét tải trọng thay đổi :

i i

N 60 .( / max)3

i i m

N 60 .( / max) F .Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1

n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50

Ti : mô men xoắn

L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên

Tổng số giờ làm việc :t =5 300 2 8 = 24000 (giờ)

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 17

Trường ĐHKT-KTCN

Suy ra với bánh chủ động

207815322 )

75

12 75 , 0 75

48 9 , 0 75

15 1 (

24000 5 , 169

48 9 , 0 75

15 1 (

24000 5 , 169 1



FE N

Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1 Suy

48 9 , 0 75

15 1 (

24000 50 1



HE N

75

12 75 , 0 75

48 9 , 0 75

15 1 (

24000 50 1



FE N

Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1

][][

MPa

bd H cd

1.3 Xác định khoảng cách trục a w

Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động

3 2 1 ][

.)1

(

ba H

H a

W

u

K T u

trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong

 Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng Tra

bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa)

 Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3

Suy ra Ψbd = 0,53 Ψba (u  1) = 0,53 0,3(3.389 + 1)=0.698

(CT 6.16 [TL1 tr 97]

Tra bảng 6.7 với Ψbd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05

 T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 150813 Nmm

 [σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 527,3 Mpa

1.5 Số răng của bánh răng

Vì răng nghiêng ta chọn  = 150

Theo CT 6.31 TL1: 33,01

)1389,3(2

15cos.150.2)1(

cos

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 19

)389,3394,3(

d = Z2.m /cos = 231,7mm Đường kính lăn :

df1 = dw1 – 2,5m = 63,3 mm

df2 = dw2 – 2,5m = 226,7 mm vận tốc bánh răng:

606,060000

1 1 

 d n

Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9

1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

][) /(

)1.(

2

ZH = 2cosb/sin2tW Theo 6.34 TL1

Với b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 21

Trường ĐHKT-KTCN

Hv H H

K    Trong đó K H 1,05

K H = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng Tra bảng 6.14 TL1

K Hv =



 H H

W H

K K T

d b v

2

1

2

3,68.45.58,0

1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12

KFα : 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 nghiêng Tra bảng 6.14 TL1

W F

Fv

K K

T

d b v K

.

2

1

073

606,

0

F o

g v



SVTH: Đặng Danh Huân Trang 23 Trường ĐHKT-KTCN

394,3/150606,0.73

2

3,68.45.75,1

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc

1.10 Kiểm nghiệm quá tải :

Adct 6.48 TL1 Hmax H K qt [H]max

Theo CT 6.13TL1 [H]max2,8.ch 2,8.6501820

K qt Tmax/T 2,2

=> Hmax502 2,2744[H]max Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc

Adct 6.49 TL1 Fmax F.K qt [F]max

Vật liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn bền

2

b N/mm

Giới hạn chảy

 chN/mm2

Độ cứng HB

Bánh

chủ

động

Thép 45 X

Tôi cải

2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]

[σH] = ( σ0Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ0Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do

đó chỉ còn :

[σH] = ( σ0Hlim / SH) KHL

[σF] = ( σ0Flim / SF) KFC KF

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 25

Trường ĐHKT-KTCN

Với σ0Hlim, σ0Flim : lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]

K  / Và m F

FE FO

ở đây : mH và mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

trong trường hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350

NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :

Theo 6.5 TL1 tr93 : N HO 30.H HB2,4 30.2602,4 =18752418

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

Ta xét tải trọng thay đổi :

i i

N 60 .( / max)3

i i m

N 60 .( / max) F .Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1

n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 709,5 ; nbđ =169,5

Ti : mô men xoắn

L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên

Tổng số giờ làm việc :t =5 300 2 8 = 24000 (giờ)

Suy ra với bánh chủ động

) 75

12 75 , 0 75

48 9 , 0 75

15 1 (

24000 5 , 709

48.9,075

15.1.(

24000.5,709.1

48.9,075

15.1.(

24000.5,169.1

][][

MPa

bd H cd

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 27

2.5 Số răng của bánh răng

Vì răng nghiêng ta chọn  = 150

)1187,4(2

15cos.150.2)1(

cos

)179,4187,4

2.7 Kích thước bộ truyền bánh răng

Chiều rộng bánh răng :

33150.22,0

d = Z2.m /cos = 242 mm Đường kính lăn :

df1 = dw1 – 2,5m = 53 mm

df1 = dw2 – 2,5m = 237 mm vận tốc bánh răng:

)/(15,260000

58.5,709.14,360000

1 1

s m n

d

Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9

2.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

][) /(

)1.(

2

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 29

Trường ĐHKT-KTCN

* ZH Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = 2cosb/sin2tW Theo 6.34 TL1

Với b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

K    Trong đó K H 1,05

K H = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng Tra bảng 6.14 TL1

K Hv =



 H H

W H

K K T

d b v

2

1

58.33.88,1

=> KH = 1,04.1,05.1,13 = 1,234

Vậy H 274.1,6.0,77 2.36935.1,234.5,179/(33.4,179.582) = 340 MPa => H [H]

Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn

2.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

KF = KFβKFαKFv CT 6.45 TL1

KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12

KFα : 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 nghiêng Tra bảng 6.14 TL1

Fv

K K T

d b v K

2

1

v F F o W /

SV : Đặng Danh Huân Trang 31 Trường ĐHKT-KTCN

v F 0,006.73.2,15 150/4,179 = 5,6 (m/s)

37,1.12,1.36935.2

58.33.6,5

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc

2.10 Kiểm nghiệm quá tải :

Adct 6.48 TL1 Hmax H K qt [H]max

Theo CT 6.13TL1 [H]max2,8.ch 2,8.6501820

K qt Tmax/T 2,2

=> Hmax340 2,2504[H]max Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc

Adct 6.49 TL1 Fmax F.K qt [F]max

Theo CT 6.14 TL1 [F]max 0,8.ch 0,8.650520

=> Fmax62.2,2136[F]max Vậy thỏa mãn quá tải về uốn

Bảng thông số bộ truyền bánh răng

Phần V Tính toán thiết kế trục và chọn then

1 Thiết kế trục

1.1 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa ,có b = 600 MPa (N/mm2), HB = 170-217

ứng suất xoắn cho phép [ ] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp

giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc

1.2 – Tính sơ bộ trục

Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức:

Theo 10.9 TL1 d 3 T/(0,2[])(mm)

Với T : mômen xoắn

[] Ứng suất xoắn cho phép

Tra bảng ta có các thông số như sau: Theo Bảng 10.3 Tl1

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 12 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 8 mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18 mm

SV : Đặng Danh Huân Trang 33 Trường ĐHKT-KTCN

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = (1,2…1,5)d = (24…30) Chọn lm12 = 25 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = (1,2…1,5)d = (24…30)mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = (1,2 1,5)d = (54…67,5) mm Chọn lm32= 60 mm

Chiều dài mayơ khớp nối:

02 12

01 13

Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục I:

l112l1340.280(mm)

Trục II:

Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 2 trên trục II:

)(

2560

03 32

)(5,17521125,628002 1 32 11

SV : Đặng Danh Huân Trang 35 Trường ĐHKT-KTCN

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là:

)(1252.5,

62

232

Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối: l C330,5(l mknb03)k3h n0,5(9025)151890,5(mm)

Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải:

)(5,2151255,9033

t W

150813

22

t W

Sơ đồ lực không gian:

SV : Đặng Danh Huân Trang 37 Trường ĐHKT-KTCN

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện a-a:

)(724040

Nmm F

M

Nmm F

1,

75,

mm

63.1,0

57349



