Đây là bản thuyết minh đầy đủ đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 3 trường ĐH SPKT HCM. giúp các bạn sinh viên làm đồ án tham khảo, làm tốt các bài của mình. Đề này là hệ thống hộp giảm tốc cấp 2, 3 cặp bánh răng, bộ truyền xích.
Trang 1MỤC LỤC
Mục lục .1
Lời nói đầu 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3
I.1 Chọn động cơ 4
I.2 Phân phối tỷ số truyền 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 6
II.1 Chọn loại xích
6 II.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền
7 II.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền
7 II.4 Xác định đường kính đĩa xích
8 II.5 Xác định các lực tác dụng lên trục
8 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
9 III.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
9 III.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 10
III.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm
15
Trang 2PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
19 IV.1 Chọn vật liệu
19 IV.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
19 IV.3 Tính toán thiết kế trục
20 IV.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
28 IV.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then
31
PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ
32 V.1 Trục I
33 V.2 Trục II
34 V.3 Trục III
LỜI NÓI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế
và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua
đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy,
Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Hoàng Châu và các thầy cô trong khoa CƠ HỌC ỨNG DỤNG đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn
Sinh viên thực hiện:
Lê Hồng Sương
Trang 3PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện:
1.1.1. Xác định công suất trên trục động cơ điện:
Công suất truyền trên các trục công tác: = 5,7 kw
Công suất trên trục động cơ điện:
(1)
Trang 4Hiệu suất truyền động:
(công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])
Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:
Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,96
Hiệu suất nối trục di động: = 1
Hiệu suất 1 cặp bánh răng: =0,97
Hiệu suất 1 cặp ổ trượt: = 0,98
U h : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp Uh = 8
U n : tỷ số truyền bộ truyền xích Un = Ux = 2 (chọn theo bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1])
Trang 5=> 1,3 = 7,93 => u2 = 2,467
=> u1 = 1,3.2,467 = 3,21
1.2.3 Tính lại giá trị u n theo u 1 và u 2 trong hộp giảm tốc
Un =
1.2.4.Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:
, 4
Đối với trục III:
Đối với trục máy công tác:
Trục
tácCông suất
Trang 6 Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn.
2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Với ux = 2,2 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25
Số răng của đĩa xích lớn:
Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
Trang 7Theo công thức 5.15 tài liệu [1]
Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN)
Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg
Kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)
Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,472 = 8,21 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a
Với f = 0,015.a = 19,05
Lấy kf = 4 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400)
Trang 8E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa.
A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])
ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1]
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1
= 454,69 MpaỨng suất tiếp xúc của đĩa xích 2
= 336,48 Mpa
Trang 9Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩaxích ta dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 170.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] = 500 (Mpa)
Thấy: [ ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc
Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
Trang 113.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)
3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
aw1 = Ka( u 1)
Trong đó :
: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn
= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1]
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1]
Trang 12(mm)Đường kính đỉnh răng:
Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có
3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:
Trang 13Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:
Theo 6.1 tài liệu [1]: v = 3,28 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,925.3,280,05 1
Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25
Do đó: Zm = 0,95
Với da < 700 (mm) => KxH = 1
Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:
Ta thấy vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:
Trong đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:
Số răng tương đương:
Trang 14
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn:
KF = 1
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt
Ứng suất uốn cực đại:
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):
Vì phân đôi cấp chậm nên
3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Trong đó:
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 tài liệu [1] ta có Ka = 43
Trang 15KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Với:
Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH = 1,12; KF = 1,27 (ứng với sơ đồ 3)
Trang 16Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tài liệu [1] có Zm = 274 Mpa1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 tài liệu [1]
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo công thức 6.36 tài liêu [1]
Trang 17Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc Theo công thức 6.33 tài liệu [1]
Cấp chính xác 8 do đó cần gia công đạt Ra = 2,5 1,25 => ZR = 0,95
Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 1,22 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:
Như vậy: bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc
3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:
Số răng tương đương:
Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65; YF2 = 3,6
Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43 tài liêu [1]:
Trang 18Thấy:
Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài liêu [1]:
3.3.6 Kiểm nghiệm răn về quá tải:
Hệ số quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt
Ứng suất uốn cực đại:
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 2659,86 (N) = Fy34
Do cặp bánh răng trụ răng thẳng: xác dịnh theo công thức 10.1 tài liệu [1]
Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
Trang 194.3 Tính Thiết Kế Trục:
4.3.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)
Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra
Chọn = 14 =>
Chọn = 16 =>
Chọn = 18 =>
Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 20,6 mm; d2 = 24,7 mm; d3 = 43,3 mm
Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác đinhj được chiều rộng ổ lăn lầnlượt như sau:
bo1 = 15 mm; bo2 = 17 mm; bo3 = 25 mm
botb = (15 + 17 + 25)/3 = 19 mm
4.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I Xác định theo công thức 10.10 tài liệu [1]
Lm13 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).20,6 = 24,72 30,9 mm; Chọn lm13 = 25 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:
l22 = lm23 = lm24 = (1,2…1,5)d2 = 29,64…37,05 mm; chọn lm22 = lm24 =
30mm; lm23 = 35mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:
l32 = lm33 = lm34 = (1,2…1,5)d3 = 51,95…4,95 mm chọn l32 = lm33 = 60 mm
Trang 20Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
Xét phương trình mômen tại điểm O:
Phương trình tổng lực theo phương y:
Trong mặt phẳng xoz:
Xét phương trình mômen tại điểm O:
Phương trình tổng lực theo phương x:
Trang 22Xét phương trình mômen tại :
Phương trình tổng lực theo phương Y:
Trong mặt phẳng xoz:
Xét phương trình mômen tại O:
Phương trình tổng lực theo phương X:
Trang 23Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:
d22 = d24 = 28 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng)
d23 = 30 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)
Trang 24C trục III:
Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục:
Fy34 = Fr = 2659,86 N
Lực từ bánh răng bị dẫn 2,3 tác dụng lên trục:
Trang 25Xét phương trình mômen tại O:
Phương trình tổng lực trên theo phương Y:
Trong mặt phẳng xoz
Xét phương trình mômen tại O:
Phương trình tổng lực theo phương X:
Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:
Trang 26BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III:
Tính đường kính trục: theo bảng 10.5 tài liệu [1] với đường kính sơ bộ d3 =43,3 mm ta chọn: [ ] = 50 Mpa
Trang 27Thép C45 tôi thường hóa có: = 600 Mpa
Theo bảng 10.7 tài liệu [1]:
4.4.2: Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:
Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:
Trang 28Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép
: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20
tài liệu [1]:
: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J Theo công
thức 10.21 tài liệu [1]:
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng
Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:
Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do đó
theo công thức 10.23 tài liệu [1]:
4.4.3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:
Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm
cần được kiểm tra về độ bền mỏi:
Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng
Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng
Trục III: tiết diện lắp bánh răng và tiết diện 31 lắp ổ trượt
4.4.4 Chọn lắp ghép:
Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng
theo kiểu k6 kết hợp lắp then
Kích thước then bằng, trị số mômen cản uốn và mômen xoắn ứng với các
tiết diện như sau: (kích thước của then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn vàmômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1])
Tiết diện Đường kính
3) Woj (mm3)
Trang 294.4.5 Xác định hệ số và đối với các tiết nguy hiểm:
Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:
Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt
Ra = 2,5…0,63 Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06
Không dung các phương pháp tăng bề mặt nên ky = 1
Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1] ta có:
Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có các thông số sau:
Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được và do lắp căng tại các tiết diện
nguy hiểm
Trang 30Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:
Tiết
Rãnhthen căngLắp Rãnhthen căngLắp
4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:
Với các tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép
Trang 31Theo bảng 9.5 tài liệu [1] với tải trọng tĩnh, va đập nhẹ, dạng lắp cố định:
Vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt
PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ
5.1 Trục I:
Xét tỷ số vì Fa = 0, nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1
Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 17 mm Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi
đỡ cỡ nặng có ký hiệu 403; đường kính trong d = 17 mm; Đường kính ngoài D =
62 mm; Khả năng tải trọng động C = 17,8 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 12,1 kN; B = 17 mm; r = 2,0 mm; đường kính bi = 12,7 mm
5.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1:
Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 653,9 (N)
Theo công thức 11.3 tài liệu [1]:
Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1
Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bangr11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = 1 vì chỉ chịu lực hướng tâm
Y: Hệ số tải trọng dọc trục y = 0 vì Fa = 0
=> Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = (1.1.0,6539).1,2.1 = 0,78468 (kN) = 784,68 (N)Khả năng tải trọng động theo công thức 11.1 tài liệu [1]:
Với m = 3
LH: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Trang 32LH = 0,125.18000 = 2250
Vậy Cd = 4,5456 (kN) < C = 17,8 (kN)
Khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo
5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]
Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1])
5.2.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:
Lực dọc trục Fa đã bị triệt tiêu => Fa =0 (N); X = 1; Y = 0; Ì vòng trong quay nên
V = 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; Hộp giảm tốc có công suất tương đối nhỏ nên Kd = 1,2
Theo công thức 11.6 tài liệu [1] Tải trọng động quy ước:
Q = V.Fr.Kt =1.1,2.1731,22 = 2077,5 (N)
Khả năng tải trọng động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]:
=Thấy Cd < C = 11,9 (kN) vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo
5.2.2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:
Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]
Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1])
