Đồ án Chi tiết máy HGT Phân đôi cấp nhanh kèm hướng dẫn làm đồ án đầy đủ 5

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

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu

trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế

tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có

thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức

bền vật liệu, Dung sai, C, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm

quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế

đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp

giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích Hệ đợc dẫn động bằng

động cơ điện thông qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc và bộ truyền xích

sẽ truyền chuyển động tới thùng trộn

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm

tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp

còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo

các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em

không thể tránh đợc những sai sót Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ

bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn ,

nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt

là thầy Đoàn Yên Thế đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành

tốt nhiệm vụ đợc giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !

Trang

Mục lục

I – Chọn động cơ 3

II- Phân phối tỷ số truyền 4

III- Thiết kế các bộ truyền 5

1- Chọn vật liệu 5

3- Tính toán bộ truyền cấp nhanh 6

4- Tính toán bộ truyền cấp chậm 13

5- Thiết kế bộ truyền xích 20

IV- Tính toán trục của hộp giảm tốc 25

1- Chọn vật liệu 25

2- Sơ đồ động phân tích lực 25

3- Xác định sơ bộ đờng kính trục 26

4- Xác định chiều dài các trục 26

5- Xác định chính xác đờng kính trục 29

6 - Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 33

7 - Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 36

IV- Tính toán gối đỡ trục 40

V- Tính chọn khớp nối 45

VI- Kết cấu vỏ hộp 46

VII- Tính chọn dầu mỡ bôi trơn 51

VIII- xác định và chọn kiểu lắp 53

IX- Phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 55

1- Phơng pháp lắp ráp các tiết máy lên trục 55

2- Phơng pháp điều chỉnh ăn khớp bộ truyền 56

Tài liệu tham khảo 57

I- Chọn động cơ.

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế

máy.Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hởng rất nhiều tới các công việc đợc tiến

hành sau này Muốn chọn đợc động cơ đạt đợc yêu cầu mong muốn ,chúng ta cần

hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại động cơ,cần chú ý tới các yêu

cầu làm việc cụ thể của thiết bị dẫn động

Dựa vào đồ thị tải trọng thay đổi của động cơ ta xác định đợc tỉ số làm việc

của động cơ

1-xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định theo công thức sau:

Pct=.Pt/

Trong đó : Pct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw]

Sinh viên : Trịnh Viết Diện 2

Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].

- Hiệu suất truyền động

Theo (2.9)/1/:

 = 3 k 2 br.xTrong đó : o=0.99 - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

br=0.97- Hiệu suất của bộ truyền 1 cap bánh răng

x=0.92- Hiệu suất của bộ truyền xích

o=0.99 hieu suat 1 cap o lan

(o tren ta dựa vào bảng 2.3/1/ ta tra đợc hiệu suất của các bộ truyền)

Do đó ta có:

 = (0,99)30.99.0,972.0,92 = 0,83

ta tinh ts = tlv/tck.100 =( t1+t2) /2.100=(2+1,5)/4.100

=87,5 >60 Vay tai bien doi dai han

Ta có công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác

Ut- tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động

Đối với hệ thống băng tải, theo (2.16)/1/ ta có :

nlv = 60.1000.v/(D.)=60.1000.0.9/(3.14 320)=53,74 (v/ph)

trong đó : V - vận tốc băng tải (m/s)

D - đờng kính tang quay (mm)

Từ bảng 2.4/1/ chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp:

Ký hiệu 4A100LAY3 co cac thong so sau

cos=0.84 =0,84

TK/TDN=2

So với điều kiện trên ta có: Pđc = 4 > Pct = 3,39

3, Kiểm tra lại:

Điều kiện mở máy:

theo đề ra ta có :

dn

k dn

mm

T

T T

II- Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống.

1 Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:

ut =

74 , 53



I

I n

58 , 3

19 , 3 10 55 , 9

10 55 ,



II

II n

p

= 76804,5(Nmm)Trªn trôc III :

pIII = pII.br ol=3,19.0,99.0,97 = 8,198(kw)

nIII =

494 , 3

06 , 3 10 55 , 9

10 55 ,



III

III n

p

=205506,33(Nmm)

B¶ng 1 : C¸c gi¸ trÞ c«ng suÊt ,m«men xo¾n,tû sè truyÒn,sè vßng quay

trªn c¸c trôcp(kw) - T(Nmm) - n(vg/ph) - u

men

xo¾n

22348,35

76804,5

205506,33

; 8 , 1

; 1 , 1

; 70

Theo công thức (6.5) NH0 = 30 2 , 4

HB

H do đó ;NH01= 30.2452,4= 1.6 107 ; NH02=30 2452,4=1,39107

NH0:Số chu kì cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

Theo công thức (6.6) thì số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng là :

3 2

1 2

1 1

3

3 =15 ,62.107 > 1,6.107Với ti =5.300.8= 12000h

KHL2= 1 mà NHE1 = NHE2.u1> NHE2=1,6.107KHL1 = 1

Nh vậy theo công thức (6.1a) thì ứng suất cho phép tiếp xúc sơ bộ tính đợc [H] = o HL H

Hlim.K /S



 [H]1=

1 , 1

1 560

= 509 MPa

[H]2=45301,1.1 = 481,8MPa

Vớ cấp chậm và cấp nhanh đều sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên ta

có :

     

2

8 , 481 509 2

Vì NFE2> NF0=4.106 ma NFE1 > NFE2 > NF0  KFL2= KFL1= 1

Với bộ truyền quay một chiều thì KFC= 1

Do đó theo công thức (6.2a) ta có ứng suất cho phép uốn sơ bộ là:

F

FC HL

o F F

1 4411 1. 1

1 lim

F

FC HL

o F F

S

K K



75 , 1

1 1 414 2. 2

2 lim

F

FC HL

o F F

S

K K

 

3

1 2

1 1

1

.

1

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ;

Theo bảng 6.5 /96với răng nghiêng ta chọn ka = 43

1 , 1 35 , 22348

= 112,23(mm)Lấy aw1= 112mm

866 , 0 112 2 ) 1 (

cos

a w 

= 21,17Lấy z1=21

75 21 2

=0,857suy ra  = 31o

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (6.33) ta có

2 1

1 2

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z



ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,



 2 sin

cos 2

tg

31 cos

20 cos 



=23o trong đó  = 20o theo TCVN 1065 - 71

29 cos 2

31 sin 112 3 , 0

1 21

1 2 , 3 88 , 1 cos 2

1 1

1 2 , 3 88

112 2 1

. 1 2 

u

a v g

o H

H  

ở đó :

Sinh viên : Trịnh Viết Diện 8

112 64 , 3 73 002 , 0

49 17 98 , 2 1

2

1

K K T

d b v

=1,04Theo công thức (6.39) ta có :

Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc

 2 49 584 , 3 17

59 , 4 28 , 351 , 22348

2 83 , 0 56 , 1 274



H

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức (6.1) với v = 3,64 < 5 m/s chọn Zv=1 , với cấp chính xác

động học 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công

đạt độ nhám Ra=2,5  1,25 m do đó có Zr= 0,95 , với da < 700 mm KxH= 1

6 , 470 475

% 100

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1 1

1 1

.

ỳ

F F

Y: hệ số kể đến độ nghiêng của răng , ta có

140

31 1 140

3 3

2

857 , 0

75 cos

tra ở bảng 6.18/109 : YF1=3,78 sau khi đã nội suy,YF2=3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF=KF.KF.KFv

với : KF: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộngvành răng, theo bảng 6.7/98  KF=1,22

KF: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp , theo bảng 6.14/107 với v<5 m/s và cấp chính xác 9 ta

K K T

d b v K

2

3 2

o F

112 64 3 73 006 , 0

49 17 9 , 8

78 , 3 78 , 0 694 , 0 88 , 1 35 , 22348

6 , 3 2 , 103

Do đó ta có :

[F1] = 252.1.1,03.1 =259,6 (MPa)[F4] = 236,5.1.1,03.1 =243,6 (MPa)

Nh vậy :

Sinh viên : Trịnh Viết Diện 10

F1 < [F1]

F2 < [F2]

e- Kiểm nghiệm quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

Kqt = 1,4Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực

đại không vợc ứng suất suất cho phép

Theo (6.48):

H1max = H k qt

= 475 1 , 4 = 562 (MPa) < []H max = 1260 (HPa)

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực đại Fmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép

Theo (6.49)/1/:

F1max = F1.Kqt

F2max = F2.Kqt = 98,73 1,4 = 138(MPa)

Vậy F1max <   F1 max= 464 (MPa)

F2max <   F2 max= 360 (MPa)

2 2

2

.

1

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ;

Theo bảng 6.5 /96với răng nghiêng ta chọn ka = 49,5

03 , 1 5 , 76804

= 139(mm)Lấy aw1= 139mm

2

139 2 ) 1 (

2

a w

= 36,9Lấy z1=37

m z z

vậy ta lấy aw=140 và không phảI dịch chỉnh

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (6.33) ta có

Sinh viên : Trịnh Viết Diện 12

 

2 1

1 2

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

Z



 2 sin

cos 2

1 37

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

4 3

Dờng kính vòng lăn bánh nhỏ :

74 79 , 3

140 2 1

d

60000

6 , 396 74 60000

. 3 2





vớiv=3,64 <4 theo bảng 6.12 ta chọn cấp chíng xác động học 9 theo bảng6.13 và 6.14/107 với cấp chính xác tiếp xúc 9 và v =3,64 KH=1,16KF=1,4

Theo công thức (6.42) :

1

1

.

u

a v g

o H

H  

ở đó :

H: hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp,

theo bảng 6.15107 ta có : H=0,006

go: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh

4 , tra ở bảng 6.16/107 ta đợc: go=73

79 , 2

140 53 , 1 73 006 ,

2

74 42 74 , 4 1

2

1

K K T

d b v

42 140

26 , 1 79 , 3 5 , 76804

2 864 , 0 176 274



H

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức (6.1) với v =1,53 < 5 m/s chọn Zv=1 , với cấp chính xác

động học 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công

đạt độ nhám Ra=2,5  1,25 m do đó có Zr= 0,9 , với da < 700 mm KxH= 1

433 445

% 100

Y Y Y K T

w w

F F

2

3

2 3

.

ỳ

F F F

Y: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với = 1,76 là hệ số trùngkhớp ngang ta có Y=

76 , 1

1 1

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF=KF.KF.KFv

với : KF: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộngvành răng, theo bảng 6.7/98  KF=1,22

KF: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp , theo bảng 6.14/107 với v<5 m/s và cấp chính xác 9 ta

K K T

d b v K

2

3 2

o F

140 53 , 1 73 016 , 0

74 44 66 , 12

8 , 3 1

57 , 0 74 , 1 5 , 76804

6 , 3 89

Do đó ta có :

[F1] = 252.1.1,03.1 =259,6 (MPa)[F4] = 236,5.1.1,03.1 =243,6 (MPa)

Nh vậy :

F1 < [F1]

F2 < [F2]

e- Kiểm nghiệm quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

Kqt = 1,4Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực

đại không vợc ứng suất suất cho phép

Theo (6.48):

H3max = H3 k qt

= 445 1 , 4 = 526,53 (MPa) < []H max = 1260 (HPa)

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực đại Fmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép

Theo (6.49)/1/:

F3max = F3.Kqt

F3max = 89 1,4 = 124,6 (MPa)

F4max = F4.Kqt = 84,3 1,4 = 118(MPa)

Vậy F1max <   F1 max= 464 (MPa)

F2max <   F2 max= 360 (MPa)

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm

ta chọn xích ống con lăn 1 dẵy mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích răng

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

đĩa xích nhỏ Z01 = 26, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ

theo dãy tiêu chuẩn n01 = 200 [v/ph]

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 đợc kc = 2,25

Đồng thời theo bảng 5.8/83 có p < pmax, cũng theo bảng 5.5/81 với

P = 25,4mm ta tra đựơc đờng kính chốt dc = 7,95 mm và chiều dài ống

4 , 25 ) 26 70 ( 2

70 26 4 , 25

1016 2

4

) (

2

2

2

2 2

2 1 2 2

a

=130 (mm)

2 1 1

( 5 ,

14 , 3

26 70 2 ) 70 26 ( 5 , 0 130 )

26 70 ( 5 , 0

2 , 142 26

c Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.

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

.F F0 F s k

Q

v t

V=

60000

2 , 142 4 , 25 256 60000

.

1



III n t z

=10001,57.3,06 = 1949 (N)

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra,

Fv= q.v2 = 2,6.(1,57)2 = 6,4 (N) q- Khối lợng 1 mét xích, tra bảng 5.2 đợc q = 2,6 (kg/m)

F0- Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra

F0 = 9,81.kf.q.a= 9,81.4.2,6.l,026=104,7 (N) Với bộ truyền nằm ngang ta lấy kf = 4

Vậy S =

41 , 6 7 , 104 1949 7 , 1

56700

d F F F k

Q

=16,6

Theo bảng 5.10với n =200 vg/ph tra đợc [s] = 8,2

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

4 , 25 sin

4 , 25 sin

70



) = 579(mm)

e, Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc.

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

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

180

10 1 , 2 ).

7 , 4 1 1949 (

43 ,

H2= 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

1 180

10 1 , 2 ).

2 1 1949 ( 225 ,

Để đảm bảo tính thống nhất trong thiết kế ta chọn vật liệu hai đĩa xích

là nh nhau.Theo bảng 5.11 ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =

210, sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho phép [H1]= 800 (Mpa) để chế tạo

đĩa xích

Sinh viên : Trịnh Viết Diện 20

f, Xác định lực tác dụng lên trục.

Fr= Kx.FTrong đó: Ft- Lực vòng, Ft= 1949 N ( Xác định ở trên)

Kx- hệ số kể đến trọng lợng xích,với bộ truyền nằm ngang lấy Kx= 1,15

Fr= 1,15.1949 = 2014,35 (N)

III- tính toán trục của hộp giảm tốc.

1 chọn vật liệu chế tạo trục

trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển

động quay giữa bánh răng ăn khóp đòng thời trục còn tiếp nhận cả mô menuốn và xoắn.vì vậy trục cần đảm bảo độ cứng vững,ổn định và đạt độ chínhxác cao

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.30) Mpa

2 Xác định sơ bộ đờng kính trục

dK= 3

] [

2 ,

k

T

.Trong đó: dk- Đờng kính trục thứ k

[]- Mômen xoắn cho phép

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

TI= 22348,35(N.mm)

TII= 76804,5 )N.mm)

TIII=205506,33(N.mm)

Vì trục I nối với động cơ qua nối trục đàn hồi nên theo điều kiện d

không nhỏ hơn 0,8dđc , theo bảng p1.7 với động cơ đã chọn ứng với dđc=28

mm nên chọnđờng kính đầu vào của trục một là d=25

Với trục I

Chọn [] =20 ds12  3 1

] [

2 ,

I

T

=17,7 Chọn ds12 =30(mm)

Chọn [] =17 ds12  3

] [

2 ,

5 , 76804

= 27 (mm), chọn ds12= 40 (mm)

ds13 3

] [

2 ,

33 , 20506

= 37,18(mm),chọn ds13= 55(mm)

Ta chon d1= 25mm, d1 =30 mm, d3= 40 mm tra bảng 10.2/

ta đợc chiều rộng các ổ: bo1= 17 mm, bo2= 19mm, bo3 = 23mm

3 xác định chiều dài các trụcva khoang cach cac goi dỡ

a, Chiều dài các may ơ

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

lm1k= (1,4 2,5).dsb1= (1,4 2,5).25 = 35…30) Mpa.62,5 (mm)

Chọn lm12 = 45 (mm)+chiều rộng may ơ bánh răng trên trục một :

lm33= (1,2 1,5)dsb3 = (1,2 1,5).40 = 48 60 (mm)

và lm33 = 60 (mm)

b, Xac định khoảng cách giữa các ổ

Sơ đồ tính khoảng cách ổ đối với trục I , II và III

Ta tính khoảng cách từ các chi tiết trên truc trung gian trớc Trục II

Theo bảng 10-3

l21 =0,5(lm21 + b02) +k2 + k2

=0,5(40+19)+12+10=51.5(mm)

l23 = l21 +k1+0,5( lm21+ lm23) =51,5+12+0.5(40+45) = 106(mm)

l24 = l23 + k1+0,5( lm22 lm23) =106 +12+(45+40) = 160.5

Da vao vkết quả ở trục trung gian ta tinh cho trục I