đồ án chi tiết máy: HGT phân đôi cấp nhanh

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 đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trườg 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

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 đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng

và công nghiệp nói chung

Trong môi trườg 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 2 cấp, phân đôi cấp nhanh 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 thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí

đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này!

SVTH: Hoàng Đức Hưng

các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc

Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50 Tài liệu tham khảo 52

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ

a) Tính công suất

Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép

- Động cơ không có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

phụ tải khi mới khởi động

Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:

Các số liệu đã cho:

Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải

η _ là hiệu suất truyền dộng.

η2=0,98 _ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ)

η3=0,995 _ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)

η4=1 _ là hiệu suất khớp nối.

Ta được:

Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm >N ct Trong tiêuchuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này Theo TK CTM bảng 2P

ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có:

Công suất động cơ Nđm = 10 Kw

Hiệu suất động cơ đm = 89%

Hệ số T max

T đ m = 2 Khối lượng động cơ m = 107 Kg

b) Kiểm tra động cơ

Tải trọng thỏa mãn:

T T mm<T T max

đ m = 2Có:

(thỏa mãn)

2 Phân phối tỷ số truyền

a)Tỷ số truyền chung

ing _ tỷ số truyền của bộ truyền đai

ih _ tỷ số truyền của hộp giảm tốc

in _ tỷ số truyền cấp nhanh

ic _tỷ số truyền cấp chậm

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước,chất lưọng của bộ truyền cơ khí Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyềntrong hộp giảm tốc (quan hệ giữa ing và ih ) theo nguyên tắc:

- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất

- Điều kiện bôi trơn tốt nhất

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho cácbánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhautức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2  R4), chọn in = 1,3ic

Chọn: ing(đai) = 2 ;

b)Tính toán các thông số và điền vào bảng

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI)

1 Chọn loại đai

Căn cứ công suất động cơ N=10 (Kw), tỷ số truyền và điều kiện làm việc va đập vừa, ta chọn loại đai là đai vải cao su Đai vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm

2.Xác định các thông số bộ truyền

Tra bảng 5-1 trang 85 (sách THCTM) ta chọn

Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện:

Vậy đường kính đai thỏa mãn điều kiện

Ta có: hệ số trượt của đai vải cao su

Tra bảng ta chọn

Từ điều kiện hạn chế số vòng chạy u của đai trong 1 giây (để đai có thể làm việc

Chọn

Để góc ôm đủ lớn, khoảng cách trục A của bộ truyền cần thỏa mãn điều kiện:

Vậy A thỏa mãn điều kiện Cần chọn lại A = 1500mm, như vậy tuổi thọ của đai sẽ tăng lên (vì u giảm).

Tính lại chiều dài đai:

Cần thêm vào chiều dài tìm được trên đây một lượng l = 20,71 (mm) để dễ nối đai

Góc ôm cần thỏa mãn điều kiện:

Ta có:

Như vậy thỏa mãn điều kiện trên

Tra bảng 5-2 sách TKCTM, ta có đối với đai vải cao su.

- _là hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Tra bảng 5-6, ta chọn:

(do xích tải làm việc 2 ca)

- _Là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc Ta có: v=16,81 Tra bảng 5-8, ta

Vậy chiều rộng đai b=90(mm).

Định chiều rộng B của bánh đai

Tra bảng 5-10 sách TKCTM ta chọn: B=100mm

- Lực căng:

-Lực tác dụng lên trục:

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

(BÁNH RĂNG NGHIÊNG)

1 Chọn vật liệu bánh răng

-Bánh răng nhỏ: thép 45, thường hóa:

-Bánh răng lớn: thép 35, thường hóa:

2 Định ứng suất cho phép

Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng lớn:

Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ:

Theo bảng 3-9:

3 Ứng suất uốn cho phép

Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung ứng

Và của thép 35 là:

Vì bánh quay 1 chiều nên:

Đối với bánh răng nhỏ:

Đối với bánh răng lớn:

Hệ số tải trọng k được tính theo công thức:

Trong đó: _hệ số tập trung tải trọng

_hệ số tải trọng động

Đường kính vòng bánh răng nhỏ:

Do đó:

Vậy

Kiểm tra lại chiều rộng b=90mm có thỏa mãn điều kiện

(thỏa mãn)

10 Kiểm nghiệm sức bền uốn răng

Tính số răng tương đương: z tđ = z

nghiêng so với răng thẳng

Đối với bánh răng nhỏ:

Vậy

Đối với bánh răng lớn:

Vậy

11 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Ta cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi tải theo công thức:

-Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Vậy

Kiểm tra sức bền uốn:

Góc ăn khớp:

Góc nghiêng:

Chiều cao răng:

Chiều cao đầu răng:

Bánh răng nhỏ: thép 45, thường hóa có:

Bánh răng lớn: thép 35, thường hóa có:

2.Ứng suất tiếp xúc cho phép

Nên chọn cho cả hai bánh răng

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn:

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ:

3 Ứng suất uốn cho phép

Vì k không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên ta không cần tính lại khoảng cáchtrục A và có thể lấy A = 247mm.

9 Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng

Mô đun pháp: m = 0,02.A = 0,02.182 = 3,64 mm

Ta chọn:

Số răng bánh răng nhỏ:

Số răng bánh răng lớn:

10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

11 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi chịu quá tải:

Trục phải đảm bảo các yêu cầu:

Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể giacông, nhiệt luyện, chịu được mài mòn

Chọn thép 45, tôi cải tiến

ch=300N/mm2; Notx=520N/mm2

2 Tính sơ bộ trục.

Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn

Tính đường kính sơ bộ của các trục:

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta có

24mm_ là loại ổ trung bình

3 Tính gần đúng trục

Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước sau:

- Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm

- Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm

l5=1,2.64= 77mm

- Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục

Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, phân đôi cấp nhanh:

Tổng hợp các kích thước trên, ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đỡ

L3= L2+l3+l4+l5= 396+ 18+ 15+ 77= 506mm

TRỤC 1:

A y

B 2

1 Các số liệu ban đầu:

Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm :

- Ở tiết diện 1-1 :

Trong đó :

- Ở tiết diện 2-2 :

Tính đường kính ở 2 tiết diện 1-1 và 2-2 theo công thức :

Đường kính trục ở tiết diện 1-1 :

Theo bảng 7-2

Đường kính trục ở tiết diện 2-2 :

Vậy, ta chọn đường kính trục tại tiết diện 1-1 và 2-2 là 45mm, đường kính lắp ổ lăn bằng 35mm

2 Tính chính xác trục 1

Công thức :

Trong đó : nσ_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp :

nτ_hệ số an toàn chỉ xét trong ứng suất tiếp :

Với : σ-1 ; τ-1 _ giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng Có thể lấy :

Tra bảng (7-23), ta có : W = 3660 mm3 ; W0 = 7870 mm3

ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3, áp suất trên bề mặt ghép :

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp :

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp :

Hệ số an toàn :

Do tại tiết diện 1-1 chịu momen uốn lớn nhất, thỏa mãn an toàn về trục vậy điều kiện an toàn cả trục được thỏa mãn

3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện đểđảm bảo trục làm việc bình thường là :

Với :

1 Các số liệu ban đầu :

25 N 94479

5 N

3830

25 N 31987

Tính phản lực ở các gối trục :

Ở tiết diện 3-3 :

Tính phản lực ở các gối trục :

Ở tiết diện 6-6 :

Ở tiết diện 7-7 :

Vậy ta chọn đường kính ở tiết diện 6-6 bằng 70mm và 7-7 bằng 65mm, đường kính lắp ổ lăn bằng 65mm.

Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn

3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Mx max = 1317120Nmm ; Mu max = 570042Nmm ; d = 70mm

CHƯƠNG 5   : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN, KHỚP NỐI, CÁC

CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC A.TÍNH THEN.

1 Trục 1

ở tiết diện 1-1và 2-2 có d = 45mm Theo bảng 7-23, ta có :

Dường kính vòng chân răng di1 = 53 > d1-1 do đó không cần làm bánh răng liền trục

Chiều dài then : l = 0,8.lm = 0,8.60 = 48mm

Kiểm nghiệm sức bền dập của then :

Kiểm nghiệm sức bền cắt của then :

2 Trục 2

ỏ tiết diện 3-3 và 5-5 có đường kính trục bằng 50mm Tra bảng 7-23, ta có :

Chiều dài then : l = 0,8.56 = 45 mm

Kiểm nghiệm sức bền :

ở tiết diện 4-4 đường kính trục bằng 65mm Tra bảng 7-23, ta có :

Chiều dài then : l = 0,8.100 = 80mm

Kiểm nghiệm sức bền của then :

3 Trục 3

ở tiết diện 6-6 đường kính trục bằng 70mm, tra bảng 7-23, ta có :

Chiều dài then : l = 0,8 194 = 75mm

Kiểm nghiệm sức bền của then :

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức :

Tra bảng 8-7 tìm được (1460.15000)0,3 = 145

kính ngoài của ổ D=80mm, chiều rộng B=21mm

Tra bảng 17P, ứng với d = 45 lấy ổ có ký hiệu là 36309 có Cbảng = 60000, đường kính ngoài của ổ D = 100mm, chiều rộng B = 25mm.

Sơ đồ chọn ổ cho trục 3 :

Tính ổ cho gối đỡ F vì có lực RF lớn hơn Còn ổ ở gối ổ E lấy theo gối đỡ F

Tra bảng 14P, ứng với d=65mm, chọn ổ bi đỡ có ký hiệu là 313 có

2 Cố định trục theo phương dọc trục

Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của

ổ bằng các tấm đệm kin loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc Nắp ổ lắp với giảm tốc bằng vít, loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép

3 Bôi trơn ổ lăn

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì tốc độ truyền của bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể

dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60-1000C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút (theo bảng 8-28).

4 Che kín ổ lăn

Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ta dùng vòng phớt để che kín

C BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt

và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyềntrong hộp giảm tốc

Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọcủa các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy

Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phươngpháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu khôngcao hơn 1/3 bán kính của bánh răng lớn nhất

Theo bảng 10-20 ta chọn loại dầu AK-20

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP

Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng

Bảng 10-9 cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây :

Chiều dày thành nắp hộp :

Chiều dày mặt bích dưới của thân :

mmChiều dày mặt bích trên của nắp :

Chiều dày đế hộp không có đế lồi :

Chiều dày gân ở thân hộp :

Chiều dày gân ở nắp hộp :

-Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A của 2 cấp 182 x 200 tra bảng 10-11a và 10-11b ta chọn bu lông M20

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm (2007), Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo

Dục

2 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (1999), Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập 1-2,

NXB Giáo Dục.

Trong quyển thuyết minh này, các công thức đều tham khảo trong sách Thiết

kế chi tiết máy.