Đồ án Chi tiết máy HGT Phân đôi cấp chậm kèm hướng dẫn làm đồ án đầy đủ 2

Tài liệu hướng dẫn làm Đồ án chi tiết máy đầy đủ. Bạn sẽ có một bản mẫu đồ án chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp Phân đôi cấp chậm, cả thuyết minh và bản vẽ AutoCad . Kèm theo đó là tất cả tài liệu hướng dẫn để làm đồ án chi tiết máy từ A đến Z, cả phần thuyết minh và bản vẽ ( Các tài liệu hướng dẫn này được cung cấp qua 1 link để bạn download trực tiếp từ mediafire) . Ngoài ra bạn cũng có quyền kết nối với tác giả một Giảng viên Đại học chuyên hướng dẫn đồ án chi tiết máy để nhận được những giải thích và hướng dẫn cần thiết. Chúc các bạn thành công

Mục lục

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 2

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: 2

II Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: 3

B Thiết kế các bộ truyền 4

I Chọn vật liệu: 4

II Xác định ứng suất cho phép: 4

III.Tính bộ truyền cấp nhanh 6

IV Tính bộ truyền cấp chậm: 10

V.Tính bộ truyền ngoài 14

C Thiết kế trục và then 19

i Chọn vật liệu 19

II.Xác định sơ bộ đờng kính trục 19

III Xác định chiều dài trục 19

IV Xác định chính xác đờng kính trục 22

V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 30

VI.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 30

VII.Chọn các then………34

D ổ lăn 36

I Tính cho trục 1 36

II.Tính cho trục 2 38

III.Tính cho trục 3 39

E Nối trục đàn hồi 41

F.Tính kết cấu vỏ hộp 42

I.Vỏ hộp 42

II.Các phơng pháp bôi trổn trong và ngoài hộp 45

G- Xác định và chọn các kiểu lắp 47

H- Phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 49

I-Phơng pháp lắp ráp các tiết máy trên trục 49

II- Phơng pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền 49

III.Phơng pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn 49

Tài liệu tham khảo 51

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:

- Công suất cần thiết đợc xác định theo công thức:

Pct=

η t P

Trong đó: Pct là công suất cần thiết tren trục động cơ(kW)

Pt là công suất tính toán tren trục máy công tác (kW)

 là hiệu suất truyền động

- Vì đặc tính tải trọng là rung động nhẹ nên coi:

- Hiệu suất truyền động:  = η 3

o ηbr2 ηx kn Trong đó:

x là hiệu suất của bộ truyền xích Tra bảng ta có x = 0,97 o là hiệu suất của một cặp ổ lăn

Tra bảng ta có o = 0,995

kn là hiệu suất của khớp nối Tra bảng ta có kn = 0,99 br hiệu suất của bộ truyền bánh răng (Hộp giảm tốc phân đôi chỉ tính cho 1 cặp ổ lăn )

Tra bảng 2.3 ta có br=0,98

Thay số ta có :  = 0,9953 0,982.0,97.0,99 = 0,913

 Pct= 0,9136 = 6,57 (kw)

- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện

- Tỉ số truyền của cơ cấu : Ut = U n U h

- Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1  Ut = 3.16 = 48

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv Ut

Trong đó: nsb là số vòng quay đồng bộ

nlv là số vòng quay của trục máy công tác

Ut là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Với : nlv=20 (v/p)

- Thay số nsb = 20.3.16 = 960 (v/p) ;

- Chọn quy cách động cơ:

- Với những số liệu đã tính đợc kết hợp với yêu cầu mở máy và phơng pháp lắp

đặt động cơ tra bảng ta P1.3/tập1 đợc động cơ với ký hiệu:

4A132M6Y3Với Pdc = 7,5(kw) ; ndc= 968 (v/p);

Kiểm tra điều kiện :

Động cơ thoả mãn điền kiện mở máy ,còn yêu cầu quá tải coi nh tự thoả mãn

truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục:

Trong đó: ndc là số vòng quay của động cơ

nlv là số vòng quay của trục gâu xúc

Thay số U =

48

968

= 48,4Trần quyết Thắng – lớp 43m Trang 2

- Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động Ut cho các bộ truyền

= 3,025

Chọn Uh theo bảng 3.1 Trang43/tập1 ( thoả mãn đông thời các chỉ tiêu khối luợng nhỏ nhất , mô men quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất ) với : Uh =16 chọn U1=4,91 ,U2= 3,26 (đối với hộp giảm tốc phân đôi )

U1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

U2 là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm Vậy sai số phần trăm của tỉ số truyền là :

4 , 48

025 , 3 26 , 3 91 , 4 4 , 48





% = 0,04%

- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:

- Dựa vào sơ đồ dẫn động và công suất cần thiết ta có các giá trị trên các trục :

10 55 ,

1

1 6

968 1

197 2

p 9,55.10

3

3 6

I Chọn vật liệu:

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng nh nhau Theo bảng 6-1 chọn

Bánh nhỏ : Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 241  285 ; σb1  850Mpa ; σch1  580Mpa Bánh lớn : Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 180  350 ; σb2  750Mpa ; σch2  450Mpa

II Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6-2 với thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 350 thì

70 HB 2

0 lim

H

S

K σ

1 560

1 , 1

1 530

Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng là bánh răng thẳng nên

σ'H  σH2 481 , 8Mpa Vì bộ truyền cấp chậm sử dụng là bánh răng nghiêng nên

   H  H Mpa

2

8 , 481 509 2

σ'  1  2   

Ta có σ'H  495 , 4  1 , 25Hmin  1 , 25 481 , 8  602Mpa

Trần quyết Thắng – lớp 43m Trang 4

, 1

1 1 414 σ

252 75

1

1 1 441 σ

ch F

ch F

ch H

360 450 8 , 0 σ 8 , 0 σ

464 580 8 , 0 σ 8 , 0 σ

1260 450

8 , 2 σ 8 , 2 σ

2 max

2

1 max

1

2 max

H 1 a

w

u

K T 1 u k

ψ σ

0243 , 1 64492

1 91 , 4 5 ,

.

2

2

  0   0 0

2 1 1

20 α

939 0 170

2

20 cos 5 , 2 113 23

2

20 cos

2

α cos

t

tw

a

m Z Z a

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

Z Z

.

.

1 1 2 3 88 1

Z Z

  0,8743

71 , 1 4

71 , 1 0 cos 113

1 23

1 2 , 3 88 , 1 ε

ε

0 α

ν

H H 1

1 w w H HV

K K T 2

d b

1 

m

w 0

H H

u

a v g δ

1 913 , 4

170 2 1

2

ψ

83 , 3 913 , 4

170 9 , 2 56 004 , 0 ν

5 , 57 51 83 , 3

1 913 , 4 111 , 1 64492 2 874 , 0 76 , 1 274

Theo 6-1 và 6-1a cho phép ta xác định chính xác ứng suất cho phép tiếp xúc σ H  σ H Z V Z R K XH

Trần quyết Thắng – lớp 43m Trang 6

33 , 426 62 , 433







 

Vậy sự sai lệch ứng suất tiếp xúc giữa H  H là 1,68% lên ta có thể giữa

nguyên kết quả tính toán ở trên (nh vậy là chênh lệch là nhỏ hơn 4%)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo 6-43

m d b

Y Y Y K T 2

1 w w

1 F

1 1

β ε

ε

1

 với ε α hệ số trùng khớp ngang 0 , 585

71 , 1

1 71

, 1

KFV = 1 +

α β

ν

F F 1

1 w w F

K K F 2

d b

với

m

w 0

F F

u

a V g δ

Trong đó: δ F 0 , 011; ν  2 , 9; g0=56

5 , 10 913 , 4

170 9 , 2 56 011 , 0

1 0343 , 1 64492

2

5 , 57 51 5 , 10



KF=1,23.1,0343.1 =1,273Với m =2,5 mm ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

273 , 1 585 , 0 1 967 , 3 64492

967 , 3

6 , 3 8 , 51 δ

δ

1

2 1

2    < F2 =240,28 MPa

Nh vậy độ bền uốn thoả mãn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 Kqt= max 1 , 5



T T

σHmax  σH K qt  426 , 33 1 , 5  522 , 15 Mpa σHmax  1260 Mpa

σF1max  σF1.K qt  51 , 8 1 , 5  77 σF1max  464 (Mpa)

σF2max  σF2.K qt  47 1 , 5  70 , 5 σF2max  360 (Mpa)

ψ σ 2

.

1

2

ba H

H a

w

u

K T u

2

1278 , 1 308992

1 26 , 3

 m 1  , 5 3 , 0 theo bảng tiêu chuẩn 6-8/I chọn m = 2,5

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức:

aw = m(Z1 + Z2)/(2.cos) (6 – 18/I)Chọn trớc  = 300 (Vì hộp giảm tốc phân đôi có răng nghiêng )

Từ công thức : 6 – 18/I tính số răng bánh nhỏ :

Trần quyết Thắng – lớp 43m Trang 8

4 , 24 ) 1 26 , 3 (

5 , 2

30 cos 150 2 ) 1 (

cos

4 3 2

8 , 31 85

, 0 150

2

) 78 24 (

5 , 2

2

) (

2

.

w w

t

a

Z Z m a

Z m

Vì 10 Z1  30 trong điều kiện đảm bảo hệ số trùng khớp và với độ rắn bánh lớn

320 230

1 2 , 3 88 ,

2 ε

2

1

σ

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

2 sin

cos 2 α

) 7 , 29 cos(

2

Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo 6 – 37/I có:

 = bw.sin/(.m) = ba.aw.sin/(.m) = 0,4.152.sin(31,8)/(3,14.2,5) = 4,08 > 1

83 , 0 45 , 1 1

45 , 1 8 , 31 cos 78

1 24

1 2 , 3 88 , 1 ε

ε

0 α

KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6-7/I  K Hβ  1 , 1278

KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

KHV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K

α β 2

2

ν 1

H H

w w H HV

K K T

d b



m

w 0

H H

u

a v g δ

πd w2 n2

1 25 , 3

152 2 1

2

ψ

74 , 0 25 , 3

152 74 , 0 73 002 , 0 ν

5 , 71 8 , 60 74 , 0

1 25 , 3 3 , 1 308993

83 , 0 55 , 1 274

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2 σ

2

3 β ε

, 2

ε

1

 với ε α hệ số trùng khớp ngang 0 , 7

45 , 1

1 45

, 1

Trần quyết Thắng – lớp 43m Trang 10

Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do 0 , 77

140

8 , 31 1 8

, 31

8 , 31 (cos

78 cos

; 39 1 , 39 )

8 , 31 (cos

24 β

cos

3 0 3

4

3 0 3

3



Z Z

Z Z

1

2

ν

F F

w w F K K T

d b

với

m

w 0

F F

u

a V g δ

Trong đó: δ F 0 , 002; ν0,74(m s); g0=73

) ( 74 , 0 25 , 3

152 74 , 0 73 002 , 0

5 , 71 8 , 60 74 , 0



KF=1,26.1,22.1,007 = 1,55Với m =2,5 mm ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

Thay vào 6.43 ta có

5 , 2 5 , 71 8 , 60

418 , 3 77 , 0 7 , 0 55 , 1 308993

418 , 3

52 , 3 2 , 81 δ

δ

3

4 3

Nh vậy độ bền uốn thoả mãn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 Kqt= max 1 , 5



T T

σHmax  σH K qt  458 , 3 1 , 5  561 , 3 Mpa σHmax  1260 Mpa

Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng

đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ

theo dãy tiêu chuẩn n01 = 50 [P].v/ph]

K- Đợc tính từ các hệ số thành phần

K= k0.ka kđc kbt Kđ kc

K0- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, giả sử

đờng nối hai tâm đĩa xích có phơng nằm ngang

tra bảng 5.6/I đợc k 0 = 1.

Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử

khoảng cách trục a = (30 50).t, tra bảng 5.6/I đợc k a = 1.

Kđc- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây

chọn vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra

bảng 5.6/I đợc k đc = 1.

Kbt- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, ở đây môi trờng làm việc

có bụi , chất lợng bôi trơn II, tra bảng 5.6/I đợc K bt = 1,3.

Kđ- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải trọng

Trần quyết Thắng – lớp 43m Trang 12

va đập nên tra bảng 5.6/I đợc k đ = 1,35

Kc- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền

làm việc một ca, tra bảng 5.6/I đợc k c = 1.

1 , 38 ) 25 75 ( 2

75 25 1 , 38

1143 2

4

) (

2

2

2

2 2

2 1 2 2

a

t z z z z t

2 1 1

2 ) 0 , 5 ( ) 2 (

5 ,

x

14 , 3

25 75 2 ) 75 25 ( 5 , 0 112 )

25 75 ( 5 , 0 112

2 2

4 , 60 25

15

1

s x

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s,

ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với

Kđ= Tmm/T = 1,5

.F F0 F s k

Q

v t

60000

4 , 60 1 , 38 25 60000

.

96 , 0

22 , 6 1000

Theo bảng 5.10/1/ với n < 50 v/ph tra đợc [s] = 7

Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

1 , 38

1 , 38

2

mm z

Trong đó: dL-Đờng kính ống con lăn, tra bảng 5.2/1 đợc dL= 22,23 [P].mm]

 r = 0,5025.dL + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 [P].mm]

 df1= d1-2.r = 304- 2.11,22 = 281,56[P].mm]

 df2= d2-2.r = 910- 2.11,22 = 887,56 [P].mm]

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

H = 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

A - Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/ đợc A=395 mm2

E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [P].Mpa]

=>H1= 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

2 , 1 395

10 1 , 2 ).

114 , 0 2 , 1 6479 (

42 ,

K A

E F K F k

.

).

(

2 , 1 395

10 1 , 2 ).

114 , 0 2 , 1 6479 ( 22 ,

Mpa





Tra bảng 5.11/1/ ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210, sẽ đạt đợc ứng

suất tiếp xúc cho phép [ H1 ]= 600 [P].Mpa] để chế tạo đĩa xích

Fr= Kx.Ft = 1,15.6479 = 7450,85 [P].N].

Trong đó: Ft- Lực vòng, Ft = 7450,85 [P].N] ( Xác định ở trên).

C Thiết kế trục và then

I chọn vật liệu chế tạo trục

Vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thờng hoá, có 1= 600 Mpa ứng suất xoắn cho phép  = (12…30) Mpa

II Xác định sơ bộ đờng kính trục

dK= 3

] [

2 ,

0 

k T

Trong đó: dk- Đờng kính trục thứ k.

[P].]- Mômen xoắn cho phép chọn [P].] = 25 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

2 ,

0 

I T

25 2 , 0

64492

3  mm , chọn ds11 = 25 (mm)

ds12 = 3

] [

2 , 0

II T

25 2 , 0 2

308993

3  chọn ds12= 30 (mm)

ds13 = 3

] [

2 ,

0 

III T

25 2 , 0

984344

3  mm chọn ds13= 60(mm)

Từ ds11= 25 mm, ds1 =30 mm, ds13= 60 mm tra bảng 10.2 ta đợc chiều rộng các ổ: bo1= 17mm, bo2= 19mm, bo3 = 31mm

II xác định chiều dài các trục.

a, Chiều dài các may ơ

+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi

nên ta có:

lm12= (1,4 2,5).dsb1= (1,4 2,5).25 = 35 62,5 (mm)

Chọn lm12 = 35 (mm)+chiều rộng may ơ bánh răng nhỏ cấp nhanh :

, 57

64492 2

20 2 , 2243 cos

.

0

0 1

F F

F F

b.Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm

 N d

T F

F

w t

5 , 71

308993

2

2

2

2 4

 N tg

tg F

20 6 , 4321 cos

0

0 3

, 31 6 , 4321

3 4

F a  a  t   

F F

F F

2/ tính trục I

Sơ đồ động phân tích lực:

Bộ truyền cấp nhanh

Bộ truyền cấp chậm

xác định các lực tác dụng nên trục và các phản lực gối tựa.

Chọn hệ trục nh hình vẽ, điểm đặt lực Fxn tại tâm trục có phơng theo trục x

và chiều ngợc với Ft1, có trị số tính theo công thức sau:

Fx12 = 0,25.Ft1= 0,25 258 ( )

125

64492 2 25 , 0

N D

64492 2 2 1

l

l F l

Lấy mô men đối với điểm A1 ta có :

mY(1) = Ft1.l13 - Fx12.(lc12 +l11) – Flx10.l11= 0 Flx10 =

) ( 796 195

5 , 97 2 , 2243 )

195 51 (

258

) (

11

13 1 11 12

l

l F l l

Biểu đồ mômen M1x và M1y trong các mặt phẳng zoy và xoz và biểu đồ

mômen xoắn T1 trên trục I đợc vẽ trên hình vẽ trên các biểu đồ này có

ghi các giá trị tuyệt đối của các mô men lấy tại các tiết diện đặc biệt

Tính mô men tơng đơng Mtđ tại tiết diện nguy hiểm trên trục I

13 2

13 0 , 75 T

1 2

Tính đờng kính trục tại những thiết diện nguy hiểm

[P].]-ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

bảng 10.5 [P].]=63 Mpa

d13=

  0 , 1 63 27,7( )

134696

1 , 0

1 , 0

2 , 57377 ]

[ 1 ,



Xuất phát yêu cầu về độ bền ,lắp ghép và công nghệ ta chọn đờng kính các

đoạn trục nh sau:

Xác định các lực tác dụng nên trục và các phản lực gối tựa.

308993

2

2 2 3



w d

T

=4321,6(N)

Fy24 = Fy23 = Fr3 = o

o tw

F

8 , 31 cos

20 6 , 4321 cos

Fz24 = Fz23= Fa3 = Ft3.tg = 4321,6.tg31,8o =2679,5 (N).Lấy mô men đối với điểm B2 ta có :

mB2y = Fx22.l22 +Fx23.l23 +Fx24.l24 – Flx20.l21=0 Flx20=

2 , 5443 195

5 , 147 6 , 4321 5

, 47 6 , 4321 5

, 97 2 , 2243

.

21

24 24 23

23 22

5 , 97 5 , 816 5 , 147 7 , 1850 5

, 47 7 , 1850

.

21

22 22 24

24 23

23

N l

l F l F l

Biểu đồ mômen M2x và M2y trong các mặt phẳng zoy và xoz và biểu đồ

mômen xoắn T2 trên trục II đợc vẽ trên hình vẽ trên các biểu đồ này có ghi các giá trị tuyệt đối của các mômen ấy tại các tiết diện đặc biệt

Tính mô men tơng đơng Mtđ tại những thiết diện nguy hiểm:

Mtđ20= Mtđ21= 0

2 2

23 2

22 2

22 M  0 , 75 T  392406  314632  0 , 75 308993

= 569722 (Nmm)

Tính đờng kính trục d tại những thiết diện nguy hiểm :

[P].]-ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

bảng 10.5 [P].pa

d20=d21=0

63 1 , 0

569722 ]

.[

1 ,

2 , 378353 ]

.[

1 ,