Đồ án Chi tiết máy HGT Phân đôi cấp nhanh 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 nhanh, 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

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: 11

V.Tính bộ truyền ngoài 15

C Thiết kế trục và then 19

i Chọn vật liệu 19

II.Tính thiết kế trục về độ bền 20

III Tính mối ghép then 27

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 28

V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 34

VI.Kiểm nghiểm độ cứng xoắn 35

D ổ lăn 36

I Tính cho trục 1 36

II.Tính cho trục 2 39

III.Tính cho trục 3 41

E Nối trục đàn hồi 42

G.Tính kết cấu vỏ hộp 43

I.Vỏ hộp 43

H Bôi trơn hộp giảm tốc 47

I Các phơng pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 47

K- Xác định và chọn các kiểu lắp 49

M- phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 51

I-Phơng pháp lắp ráp các tiết máy trên trục 51

II- Phơng pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền 51

III.Phơng pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn 52

Tài liệu tham khảo 53

=>ts1>60%.Nh vậy động cơ làm việc dàI hạn với tảI trọng thay đổi.

1-Xác định công suất cần thiết theo công thức:

Pct =

η

t

P

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

:là hiệu suất truyền động của cả toàn bộ hệ thống

a,Xác định Pt

2 1

2

2 2 1

2

t t

t P t P

P

=>P2=0,7P1 + P1 : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lên trục máy trong thời gian làm việc:

o là hiệu suất của một cặp ổ lăn

br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng

 Pct = 01,,88694 =2,19 (kw)

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

Số vòng quay trục máy công tác

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

đặt động cơ tra bảng ta đợc động cơ với ký hiệu:

4A80B2Y3Với Pdc = 2,2 (kw) ; ndc = 2850 (v/p); và

dn

k T

T = 2 > 1 , 4

1- Xác định tỷ số truyền U t của hệ thống dẫn động

U =

lv

dc n n

nlv là số vòng quay của thùng nghiền bi

U1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

U2 là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm

12 , 3 49 , 4

71 41 2

10 55 ,

1

1 6

97 , 1 10 55 ,

2

P3  P η 2 br.η 1  1 , 97 0 , 97 0 , 99 1,89(kW)

n   

12 , 3

7 , 216

p 9,55.10

3

3 6

- Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau:

TrụcThông số

II Xác định ứng suất cho phép:

Ư/s tiếp xúc cho phép [H] và /s uốn cho phép [F] đợc tính theo công thức: [H]=

YS- Hệ số xét đến ảnh hởng của vật liệu đối với tập chung /s

KxF- Hệ số xét đến kích thớc của bánh răng a/h đến độ bền uốn

KFc- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tảI ,vì bộ truyền quay 2 chiều nên

1,Bộ truyền cấp nhanh:

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

70 HB 2 0 lim

T

) (

max

1

 -Với T1,n1,t1:lần lợt là momen xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc của chế độ thứ i của bánh răng đang xét

-c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

-Tính bánh răng bị động:

3 max

NFE2=60.c 2 2

3 max

=>nFE2>nFO2 nên lấy hệ số tuổi thọ kFL2=1

-Tính bánh răng chủ động :vì lấy bánh răng chủ động quay nhanh hơn bánh răng chủ

động nên nHE1> nHE2>nHO1; nFE1>nFE2> nFO1



1 , 1

1 560



75 , 1

75 , 0 1 441

T

) (

max 1



-Với T1,n1,t1:lần lợt là momen xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc của chế độ thứ i của bánh răng đang xét.

-c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

-Tính bánh răng bị động:

3 max

vì lấy bánh răng chủ động quay nhanh hơn bánh răng chủ động nên

nHE1> nHE2>nHO1; nFE1>nFE2> nFO1



1 , 1

1 560



1 , 1

1 530

H 1 a

w

u

K T 1 u k

ψ σ

u:Tỷ số truyền của cặp bánh răng u1=4,49

12 , 1 9 , 20218

1 49 , 4 43

cos 2 1

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

Z Z

.

.

2 sin

cos 2 α

6 , 29 cos 2

B bw

.

sin

β cos

, ,

1 1 2 3 88 1

Z Z

835 , 0 433 , 1 1

433 , 1 7 , 31 cos 90

1 20

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

ν VËn tèc vßng lµ V theo (6.40):

97 2 1

2

ψ

22 , 1 49 , 4

97 8 , 1 73 002 , 0 ν

w ba w

H

a b

13 , 1 12 , 1 9 , 20218 2

33 , 35 29 22 , 1

1 49 , 4 3 , 1 9 , 220218

835 , 0 55 , 1 274

Theo 6-1vµ 6-1a σH  σH ZV ZR KXH

V× V=1,8 5    ZV  1

s m







VËy H  H lµ 1,3%

Y Y Y K T 2

1 w w

1 F

1 1

β ε

1 433

, 1

2

; 40 57 , 32 β

Tra bảng 6-18 đợc Y F1  3 , 8 ,Y F2  3 , 6

KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF  K Fβ K Fα K FV

Theo bảng 6.14 chọn KF = 1,37

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

180 96 , 2 56 016 , 0

 F

66 , 3 49 , 4

97 ,8 0,006.73.1

37 , 1 24 , 1 9 , 20218

2

33 , 35 1 , 29 66 , 3

8 , 3 774 , 0 698 , 0 79 , 1 7 , 20218

8 , 3

6 , 3 51 , 91 δ

δ

1

2 1

Nh vậy độ bền uốn thoả mãn

7 , 20218 2



Fr1=Fr2= Fcost1.tgtw = tg 288 , 3N

7 , 31 cos

18 , 23 3 572



Fa1=Fa2=Ft1.tg=572,3.tg23,18=245,05 N

Hình 1:Sơ đồ phân tích lực ăn khớp bộ truyền cấp nhanh

IV Tính bộ truyền cấp chậm :

ψ σ

.

1

2

ba H

H a

w

u

K T u

 Trong đó

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

a 49 , 5 Mpa

Theo bảng 6-6 chọn ba  0 , 4  ψbd  0 , 53 ψba.u2 1  0 , 53 0 , 4 3 , 12  1  0 , 874Theo bảng 6-7  K Hβ  1 , 02 ;σH  481 , 8Mpa

Thay vào trên

2 3 , 12 0 , 4 )

8 481 (

02 , 1 2 , 86818

1 12 , 3 5 , 49

.

2 3

a w

Lấy tròn Z3  44 răng

Theo 6-20 Z4 u.Z31  3 , 12 44  137 , 28 làm tròn Z= 137răng

2

Nh vậy cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 135,78 lên 137 mm

Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo (6.22) ta có :

5 , 1

140 ) (

5 ,

1000





t z y

Theo bảng 6.10a tacó : kx=0,1565

Do đó theo 6.24 hệ số giảm đỉnh răng

1000

185 1565 , 0 1000

(

5 ,

z

y z z x

938 , 0 137

2

20 cos 5 , 1 181 40

2

20 cos

2

α cos cosα

t tw

a

m Z Z a

m Z

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33 tập 1

3

1

2

ε

dw u b

u K T Z

Z Z

m w

m H H

M H

2 sin

cos 2 α

β

28 , 20 2 sin

1 2

1 1 2 3 88 1

Z Z

3

786 , 1 4

768 , 1 0 cos 137

1 44

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

ν VËn tèc vßng lµ V theo (6.40):

V=

60000

.

πd w1 n1

víi

1 12 , 3

137 2 1

2

ψ

17 , 2 12 , 3

137 75 , 0 73 006 , 0 ν

7 , 216 66 14 , 3

1 12 , 3 197 , 1 2 , 86818 2 859 , 0 75 , 1 274

Theo 6-43

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2 σ

1

1 β ε

, 2

1 Trong đó:

ε

1

786 , 1

1 786

, 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

185 26 , 1 73 016 , 0

 F

=>

13 , 3

140 ,771 0,016.73.0

37 , 1 02 , 1 2 , 68818

2

68 56 03 , 6



KF=1,02.1,37.1,095 = 1,53Với m =1,5 mm ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

57 , 3 56 , 0 53 , 1 2 , 86818

755 , 3

5 , 3 8 , 97 3 δ

3

Nh vậy độ bền uốn thoả mãn

36 , 21 2553



Hình 1:Sơ đồ phân tích lực ăn khớp bộ truyền cấp chậm.





Theo(4.4)chiÒu dµi ®ai

 

2 1 2

99 , 20

Theo (4.7) góc ôm 1=180-57 147 min

5 , 622

140 400

p

k p

. 10

) 140 ,

/ 99 , 20 ( 44 , 3

0 1

P

mm d

s m v

Kw

0

1 0

P 4.19 ng bả

theo

4.16 ng bả

theo 1,04 C

1,18 1700

2000 l

l

1 14 , 1 04 , 1 92 , 0 44 , 3

25 , 1 2 , 2

K P



.

.

Với điều kiện định kỳ điều chỉnh lực căng ta có Fv=qm.v2 với qm=0,105Kg/m

Fv=0,105.20,992=46,26 (N)

1 92 , 0 99 , 20

25 , 1 2 , 2 780

Hình 3:Sơ đồ lục tác dụng lên bộ truyền đai.

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình họccao Trục còn đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động

Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu ngời thiết kế chọn vật liệu chế tạohợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công

9 , 20218

3

chọn sơ bộ d sb1= 20(mm)

-Trục 2 d 29 , 45

17 2 , 0

2 , 86818

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

Chiều dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hởcần thiết và các yếu tố khác

Theo bảng 10-2 tập 1 ta có thể xác định đợc chiều rộng ỏ lăn b0 theo dsb

b01  15 ; 02  19 ; 03  23

Xác định chiều dài giữa các ổ

*Xét đối với trục II:

* Xét đối với trục I :

hnChiều cao nắp ổ và đầu bu lông , tra bảng 10-3 tập1  h n  17mm

- l11=l21 =215(mm)

- l12  0 , 5 l m12 b0k3 h n trong đó

  0 , 5 25  19 15  17   54mm l12  l c12   80mm

- l13=l22 =49,5(mm)

13

)

12 (

14 13

)

12 (

14 13

13 11

l

r F r

F l

F l

F l

54 3 , 306 6 , 165 3 , 288 5 , 49 3 , 288

) 11

14 13

l l l

Hình 4:Biểu đồ Mômen ngoại lực tác dụng lên trục I.

2 2 0

75 ,

j tdj

xj y

T M

M

M M Mj

( 8 , 24086

75 , 0

16540 0

16540 2

0 2

0 0

2 2

0 2 0 0

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

0

2 11 2

11 11

11

Nmm T

M M

Nmm M

75 , 0

0 0 0 2 12 2

12 12

2 12 2

12 12

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

  )

( 43133

75 , 0

42235 28329

31326 2

13 2

13 13

2 2

2 13 2

13 13

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

75 , 0

36123 28329

22413 2

13 2

13 13

2 2

2 14 2

14 14

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

=>Các tiết diện nguy hiểm:

10:Tiết diện ổ chịu mô men lớn nhất

13: Tiết diện lăp bánh răng chịu mô men lớn nhất

*Tính đờng kính trục tại các tiết diện 0,1,2,3 và 4 theo công thức :

 

3 td

1 , 0

M d

8 , 24086

22

23

24

22

24 22 23

24

22

.

r F r

F l

F l

F l

215

5 , 107 998 6 , 165 3 , 288 5 , 49 3 , 288 [

21

24 23

22

22

l F l

F l

, 49 3 ,

N

F F F F

Hình 5:Biểu đồ Mômen ngoại lực tác dụng lên trục II.

) ( 1843

24 23 22 21

F x   x  x  x  x 

-Tính mô men uốn tổng M j và mô men tơng đơng Mtdjtại các tiết diện nguy hiểm

2 2 0

75 ,

j tdj

xj y

T M

M

M M Mj

0 0 0 2 20 2

20 20

2 20 2

20 20

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

75 , 0

0

2 21 2

21 21

21

Nmm T

M M

Nmm M

75 , 0

95992 91230

29860 2

22 2

22 22

2 2

2 22 2

22 22

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

75 , 0

175098 164930

58800 2

23 2

23 23

2 2

2 23 2

23 23

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

75 , 0

95992 91230

29860 2

24 2

24 12

2 2

2 24 2

24 24

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

=>Các tiết diện nguy hiểm:

23: Tiết diện lăp bánh răng chịu mô men lớn nhất

*Tính đ ờng kính trục tại các tiết diện 0,1,2,3 và 4 theo công thức :

 

3 td

1 , 0

M d

d

lấy d22  30mm

=> 30 , 6

63 1 , 0

32 [ 32 31

l

l F

y  

) ( 499 ]

215

5 , 107 998

33

l F l

, 284

N

F F

( 31 32 33

F x   x  x  x  

Biêu đồ Mômen

l l l

Hình 6:Biểu đồ Mômen ngoại lực tác dụng lên trục III.

2 2 0

75 ,

j tdj

xj y

T M

M

M M Mj

0 0 0 2 30 2

30 30

2 30 2

30 30

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

75 , 0

69500

2 31 2

31 13

31

Nmm T

M M

Nmm M

75 , 0

170550 161895

5 , 53642 2

32 2

32 32

2 2

2 32 2

32 32

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

MY33=0 (Nmm)

) ( 225235

75 , 0

0 0 0 2 33 2

33 33

2 2 2

33 2

33 33

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td

x y

=>Các tiết diện nguy hiểm:

31: Tiết diện lăp ổ lăn chịu mô men lớn nhất

32: Tiết diện lăp bánh răng chịu mô men lớn nhất

*Tính đ ờng kính trục tại các tiết diện 0,1,2,3 và 4 theo công thức :

 

3 td

1 , 0

M d

III Tính mối ghép then

Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đờng kính trục vàchiều dài may ơ Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng

Dựa vào tiết diện của đờng kính trục ta chon then theo bảng 9-1a tập I

Chiều dài then đợc xác định theo công thức lt=( 0,8 0,9)lm với lm chiều dài may ơ

Ta lập bảng chọn then và chiều dài then tơng ứng

t h l d

b l d

T







9 , 20218 2

6 , 47 5 , 3 6 17 20

9 , 20218 2

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

29860 2

22 5 8 30 30

29860 2

Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn

d

24 12 45 40

260079

2

72 5 9 45 40

260079

Vậy then trên trục 3 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

1)Với thép 45 có b=600Mpa ,-1=0,436.600=261,6 Mpa

-1=0,58 ,-1=0,58.261,6=151,7 Mpa

=0,05

=0

với , hệ số kể đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

2) Các trục của hộp giảm tốc đều quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do

đó aJ tính theo (10.22) aJ= ,

j W

M

mj=0

Đối với tiết diện tròn (T) W

32

3

j d

1 1

3

2

32

.

mm dj

t d t b d

T

0

2

Đối với tiết diện tròn (T)Wo

16

3

j d

2 1 1

3

16

.

mm d

t d t b d

j

j j

j





 3) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục

Trên trục 1: Tiết diện lắp ổ lăn 10

Tiết diện lắp bánh răng 13

Trên trục 2: Tiết diện lắp răng 23

Trên trục 3: Tiết diện lắp răng 32

j

s s

s s

Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thờng [s]= 1,5…20 Mpa2,5

Theo công thức 10.20 ta có hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp :

sj =

mj aj

Trong đó : -1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Với thép 45 có b = 600 Mpa có thể lấy gần đúng:

-1= 0,436.b = 0,436.600=261,6 [Mpa]

-1= 0,58 -1= 0,58.261,6 = 151,7[Mpa]

Theo bảng 10-7 : b = 600 Mpa =>  =0,05,t=0



5) Xác định các hệ số KdJ và KdJ với các tiết diện nguy hiểm

 ,   -hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi trị

số cho trong bảng 10.10/1/ tra   và   ứng đờng kính tiết diện nguy hiểm

Kx- Hệ số tập trung ứng xuất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào

tôi dòng điện cao tần từ đó tra bảng 10.9/1/ chọn Ky=1,6 (đối với trục nhẵn )

Do bề mặt trục lắp có độ dôi và tại tiết diện nguy hiểm không có rãnh then nên ta có thể tra trực tiếp tỷ số

giữa hai bảng trên và lấy giá trị lớn hơn

V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để đề phòng không bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột taphải kiểm tra độ bền tĩnh của trục

Công thức kiểm tra td  23.2  

d

T d

; ,

max

2 0 1

6 , 4 28 2 , 0

9 , 20218

; 7 , 19 28 1 , 0 43133

28 ,

9 , 20218 ,

43133

2 2

3 3

1 max

max

td

Mpa Mpa

mm d

Nmm T

Nmm M

65 , 4 36 2 , 0

1 , 43409

; 4

, 38 36 1 , 0 179088

36 ,

1 , 43409 ,

179088

2 2

3 3

1 max

max

td

Mpa Mpa

mm d

Nmm T

Nmm M

 Trục 2 thỏa mãn độ bền tĩnh

*Trục 3

3 , 14 45 2 , 0

260079

; 31 45 1 , 0 282521

45 ,

260079 ,

282521

2 2

3 3

1 max

max

td

Mpa Mpa

mm d

Nmm T

Nmm M

V-H/s kể đến vòng nào quay ,vòng trong quay V=1

Kt-H/s kẻ đến a/h của nhiệt độ,kt=1 khi t<1050

m

L

L Q

L

L Q

Q L

L Q

3

3 /

Nh vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tảI động.

c)Kiểm nghiệm khả năng tảI tĩnh:

Theo 11-19 va 11-20 với Fa= 0 ,chọn Qo là trị số lớn hơn trong 2 giá trị đợc tính sau

Nh vậy ổ đã chọn thoả mãn bền và các yêu cầu sử dụng

2:Tính chọn ổ cho trục II:

a, Chọn loại ổ lăn:

Trục này Fa 0 và không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Đờng kính ngõng trục d=25 mm tra bảng P,2-8 tập 1 chọn sơ bộ ta có ổ cỡ

b, Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Số vòng quay của trục 2 là n 216 , 7v ph nên khả năng tải động Cd đợc tính theocông thức

m

d Q L

m là bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3

Lh Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy L h  12000 h

6

6

10

60 60

h

L n L

12000 7 , 216 60

tl K K F

V X

Q  Trong đó

m

L

L Q

L

L Q

Q L

L Q