ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 2950n, v=1,26

ĐỒ án môn học, CHI TIẾT máy ,TÍNH TOÁN THIẾT kế, bộ TRUYỀN ĐAI, hộp GIẢM tốc ,PHÂN đôi cấp NHANH

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn

học này không những giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức

đã học mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho môn chuyên nghành sẽ được học sau này

Đề tài em được giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp loại hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh gồm bánh răng trụ và bộ truyền đai thang Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nốitruyền chuyển động tới xich dẫn Trong qua trình tính toán thiết kế em đã tham khảo và sử dụng các tài liêu:

-Chi tiết máy tập 1, tập 2 của GSTS Nguyễn Trọng Hiệp.

-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tâp 1, tập 2 của PGS TS Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển.

-Dung sai và lắp ghép của GS TS Ninh Đức Tốn.

Do lần đầu tiên làm quen với việc tính toán thiết kế chi tiết máy cùng với sựhiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu và các bài giảng có liên quan nhưng chắc chắn bài làm của em sẽ không thể tránh khỏi những thiếu sót Em mong được sự chỉ bảo, hướng dẫn nhiệt tình cử các giáo viên trong bộ môn để em có thể hoàn thành tốt đồ án của mình

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn mà đặc

biệt là thầy giáo Hoàng Xuân Khoa đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ bảo một cách

tận tình giúp em có thể hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Hà Nội, tháng 3 năm 2012

Sinh viên:

Nguyễn Văn Đình

PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

I:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂM PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

Công suât yêu cầu đặt lên trục của động cơ được xác đình theo công thức(2.8) sách TTTKHDĐCK:

Với: đai Hiệu suất của bộ truyền đai

br Hiệu suất một cặp bánh răng

ol Hiệu suất một cặp ổ lăn

ot Hiệu suất một cặp ổ trượt

k Hiệu suất nối trục di động

1.3 Tính số vòng quay trên trục công tác

Số vòng quay trên trục công tác n lv được xách định theo công thức (2.16)

1.4 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ( sơ bộ) theo công thức (2.15)

t h d

u u u

Theo bảng (2.4)

+ truyền động bánh răng trụ,HGT banh răng trụ hai cấp u  h 8 40

+ truyền động đai thang u  d 3 5

d (mm)

Chiều dài Giới hạn

L (mm)

t

- chọn đường kính đai nhỏ d1=180(mm) theo bảng (4.21)

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền

Kiểm tra vận tốc đai

-chọn khoảng cách trục và chiều dài

Theo bảng 4.14 ta chọn khoảng cach trục dựa theo tỷ số truyền u và đường kính đai d2

Thỏa mãn điều kiện

Từ khoảng cách trục a đã chon theo công thức 4.4 ta có:

Tra bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn là : l=2500(mm)

Theo công thức 4.15 kiểm nghiệm tuổi thọ của đai

C : là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tỷ số truyền

Theo bảng 4.17 và u=3,17>3 nên C  u 1,14

dc

P P

- từ z = 1 ta có chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17:

II THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC

A Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

Các thông số đầu vào:

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu

nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng

Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn

đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng

Dựa vào bảng 6.1 (sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí): cơ tính của một

số vật liệu chế tạo bánh răng, ta có bảng sau:

(bánh lớn) Thép 45 Thường hóa 600 MPa 340 MPa 170÷217

a, Ứng suất tiếp xúc cho phép:

i

T

T C

i

t T

T t

u

n c

3

max 1

1 2

C: tần số ăn khớp trong một vòng quay, ta có C= 1

4

HE

- K xH Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

Vậy Ứng suất tiếp xúc: theo (10.65) (sách chi tiết máy)

b, Ứng suất uốn cho phép:

Theo (6.7) (sách Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí): Số chu kỳ tương đương:

i i

i

T

T c

1

( 1)

H a

Chọn mô đun tiêu chuẩn m= 2

Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ và bánh lớn:

w

m Z

a

4 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

a Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 ta có:

Yêu cầu phải đảm bảo (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

2 W1 1 W

1 1

)1(.2

d u b

u K T Z Z

H M

với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh :

116 0,006.73.1,14

H H

v b d K

T K K 

2.41050,3.1,13.1,13

-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) (Tính toán thiết kế ) với v= 1,14 (m/s) < 5(m/s), Z v= 1.; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a= 2,5…1,25m, do đó Z R= 0,95; với d a< 700 mm,

*)Như vậy H H thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43) (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí):

2 2.41050,3.1, 24.1,37

F Fv

F

F F

F F

138os

v

v

Z Z

c

Z Z

F F

Y Y

1, 7511,08 0,659 1,021

111

F R

S

XF

FC FL

387.1.1, 02.1.1.1 225,561,75

1 1

F F

F F









 Thỏa mãn điều kiện bền uốn

e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) (Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí) với max 1, 4

qt

T K T

Thỏa mãn điều kiện

Tương tự: F2max F2.K qt= 70.1,4=98 MPa

Thỏa mãn điều kiện

5 Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục chia: a0,5 (m z2z1) / cos =116,1(mm)

Đường kính đáy răng:

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM

các thông số đầu vào:

T

T C

- K xH Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

Vậy Ứng suất tiếp xúc: theo (10.65) (sách chi tiết máy)

b, Ứng suất uốn cho phép:

Theo (6.7) (sách Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí): Số chu kỳ tương đương:

i i

i

T

T c

( 1)

H a

Chọn mô đun tiêu chuẩn m= 2,5mm

Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ và bánh lớn:

Z

2,79

Theo bảng 6.10a (Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí) tra được k  x 0,064

Theo (6.24) (sách Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí) ta có:

2

t t

Z m c c

a



0 w

179.2,5 os20os

2 W1 1 W

1 1

)1(.2

d u b

u K T Z Z

H M

ở đây: b- Góc nghiêng bánh răng trên hình trụ cơ

sở-tanb cos tant   0 b 0(bánh răng trụ răng thẳng =0)

Z- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Ta có w.sin

0

b m

224,1 0,006.73.0,73

H H

v b d K

-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) (Tính toán thiết kế ) với v= 0,73 (m/s) < 5(m/s), Z v= 1.; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a= 2,5…1,25m, do đó Z R= 0,95; với d a< 700 mm,

xH

K = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :

H HZ Z K v R xH = 454,5.1.0,95.1= 431,775 Mpa

Như vậy H H thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43) (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí):

F F

Y Y



Trong đó:

1 2

1,7511,08 0,0659.ln( ) 1,08 0,0659.ln(2,5) 1,02

1111

F R S

XF FC FL FL

S Y

K K K K

387

.1.1, 02.1.1.1 225,561,75

1 1

F F

F F









 Thỏa mãn điều kiện bền uốn

e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) (Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí) với max 1, 4

qt

T K T

5 Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục chia: a0,5 (m z2z1) / cos =224,1(mm)

bánh răng I và II ăn khơp ngoài

ứng suất cho phép   15 30 MPa 

lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra ( trục I

là trục vào, trục III là trục ra)

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2= 12

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong: hn= 16

b Vẽ phác hộp giảm tốc ,xác định khoảng giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : Trục II : Sơ đồ tính khoảng cách :

l21

II Tính toán thiết kế trục

1.Vẽ sơ đồ trục sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình ta có sơ đồ phân tích lực chung:

) tg( tw



 = 766.65 N

Với  là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

Lực tại khớp nối giữa trục vào và trục động cơ là:

Với D  t 130 ( theo bảng 16.10a (TTTKHDĐCK-T2) )

2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

1-1 1-2 1-3

Fðy

Fx0 Fy0

Ft2 Fa2

Fr1

Fa1 Ft1

Fy0 Fx0

Fðy

Mt2 Mt1

My

T

o x

z y

Fy1 Fx0

Fr5

Fy1 Fx

Ft4

Fa4 Ft5

Mx

10515,4 124077,6

184746,5

1124077,6 10509,6

o x

z y

Vật liệu thep 45 tui cải thiện d1= 30 => [ ] 63MPa 

+Tại tiết diện 1 ( đai ) :

theo tiêu chuẩn lấy d1 = 25 mm

+Tại tiết diện 2 ( ổ O ) :

2

td

M =150853 Nmm; => d2 28,7mm

theo tiêu chuẩn lấy d2 = 30 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 1 ) :

3

td

M =253664Nmm => d 3 34,84mm

theo tiêu chuẩn lấy d3 =35 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 2 ) :

Vật liệu thộp 45 tui cải thiện d3=40mm => [ ]=50

+Tại tiết diện 2 ( bánh răng 3 ) :

theo tiêu chuẩn lấy d2 = 45 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 5 ) :

3 573315

td

M  Nmm d 3 48.58 mm

theo tiêu chuẩn lấy d3 =50 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 4 ) :

Do tính chất đối xứng của chỗ lắp bánh răng 3 và 4 nên ta chọn đường

Vật liệu thộp 45 tui cải thiện d3=55mm => [ ]=48

+Tại tiết diện 2 ( bánh răng 6 ) :

M td2 2063248 Nmm =>d 2 74,8mm

Theo tiêu chuẩn lấy d2 =75 mm

+Tại tiết diện 3 ( ổ lăn 1 ) :

3

td

M = 909875Nmm => d 3 57,4 mm

Theo tiêu chuẩn lấy d3 =60 mm

+Tại tiết diện 4 ( khớp nối ) :

1.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 1:

Nhận thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện qua 1-2

Tại tiết diện qua 1-2(Chỗ lặp bánh răng 1) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

u

M  Mx My  Nmm+Mô men xoắn: T = 82100,67 (N.m)

Vậy mô men cản uốn và cản xoắn là:

 Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 0,436b =261,6(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =0,58 -1 =151,8(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnh thencủa trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

Tra bảng (15.2) [CTM II], ta có hệ số kích thước  = 0,69;  = 0,8

Đối với thép Cácbon, hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏilấy  = 0,1;  = 0,05

Coi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng, bỏ qua ứng suất kéo hoặcnén gây ra, ta có a = u =188,11MPa; m = 0

Vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:

1, 641,75

.188,11 01.0,8

riêng ứng suất xoắn là:

3, 21,6

.22,79 0, 05.22,791.0,77

s s s

2 Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 2:

Do tiết diện 2-2 và tiết diện 2-4 là như nhau nên ta chỉ cần kiểm nghiệm tiếtdiện 2-2

Tại tiết diện qua 2-2 (chỗ lắp bánh răng 3) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

u

M  Mx My  Nmm+Mô men xoắn: T =159211(N.mm)

Vậy mô men cản uốn và cản xoắn là:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 261,6(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =151,8(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnh thencủa trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

Tra bảng (15.2) [CTM II], ta có hệ số kích thước  = 0,76;  = 0,65

Đối với thép Cácbon, hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏilấy  = 0,1;  = 0,05

Coi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng, bỏ qua ứng suất kéo hoặcnén gây ra, ta có a = u = 39,81 MPa; m = 0

Vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:

2,54

1, 75.39,81 01.0,76

toàn xét riêng ứng suất xoắn là:

3,651,6

.16,56 0, 05.16,561.0, 65

s s s

3.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 3:

Nhận thấy có 1 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 3-1

-Tại tiết diện qua 3-1 ( chỗ lắp bánh răng 6) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

u

M  Mx My  Nmm+Mô men xoắn: T =819580(N.mm)

Vậy mô men cản uốn và cản xoắn là:

T

  (MPa)Trục làm bằng thép C45 nên ta có:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 261,6(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =151,8(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnh thencủa trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

Tra bảng (15.2) [CTM II], ta có hệ số kích thước  = 0,74;  = 0,63

Đối với thép Cácbon, hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏilấy  = 0,1;  = 0,05

Coi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng, bỏ qua ứng suất kéo hoặcnén gây ra, ta có a = u = 29,68 MPa; m = 0

Vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:

3,72

1, 75.29,68 01.0,74

1 151,8

2,51,6

.23, 44 0, 05.23, 441.0, 63

3,72.2,5

2,08 3,72 2,5

s s s

Tra bảng (9.1a TTTKHDĐCK-T1) theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77 ta có

với trục 1 thì đường kính vị trí lắp then là d1 = 35 mm do đó các thông số củathen là: b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3; chọn chiều dài then l = 25mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1 TTTKHDĐCK-T1)

1

2

[ ] [h-t ]

t

T dl

- Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (9.2 TTTKHDĐCK-T1)

2 [ ]

b = 14; h = 9; t1 = 5,5 t2 = 3,8mm; chọn chiều dài then l = 40 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1 TTTKHDĐCK-T1)

1

2

[ ] ( )

Vậy then lắp trên trục 2 đã thoả mãn

Tại vị trí tiết diện trục d = 50mm chọn then với các thông số như then tại tiếtdiện d = 45mm

3 Tính then cho trục 3

a đối với tiết diện d = 75mm chọn then giống như then trên tiết diện trục 2:

b Với trục có đường kính vị trí lắp then d = 75 mm Tra bảng

(9.1a TTTKHDĐCK-T1) , ta chọn then có các thông số : b = 20;

h = 12; t1 =7,5;t2 = 4,9; chọn chiều dài then l = 70mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1a TTTKHDĐCK-T1)

1

2

[ ] ( )

Dựa theo tải trọng :

vì 2 lực dọc trục Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

 chọn ổ bi đỡ 1 dỡ cỡ nhẹ kí hiệu 206 cho các gối đỡ 0 và 1 có các kích thước : D = 62

d = 30 mm

_Tính kiểm nghiệm hệ số tải trọng động :

X 1 ( đối với ổ bi đỡ 1 dóy khụng cú lực Fa)

F F

ổ thỏa món điều kiện tải tĩnh:

 Vậy ổ thỏa món điều kiện làm việc

F F

_ Tính kiểm nghiệm hệ số tải trọng động :

Thỏa món điều kiện tải động

Kiểm nghiệm điều kiện tải tĩnh:

vệ các chi tiết, tránh bụi bặm

Vật liệu dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

a.Chọn bề mặt lắp ghộp giữa nắp và thõn :

-Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm của các trục và song song với mặt đế

b.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp :

+ Chiều dày thân và nắp :

Chiều dày thân :  0,03.a W  3 0, 03.225 3 9,75 

lấy  10mm

Chiều dày nắp hộp : 1 0,9. 0,9.10 9 mm

+Gân tăng cứng :

Chiều dày gân : e(0,8 1)  (0,8 1)10 8 10   mm

lấy e = 10 mm Chiều cao : h < 58 mm  chọn h = 50 mm

d Đường kính vít ghép nắp ổ, d4 :

d4 (0,6 0,7) d2 (0,6 0,7)14 8, 4 10  lấy d4 = 10 mm  chọn vít M10 ( theo TCVN )

e Đường kính vít nắp cửa thăm và thân, d5 :

d5 (0,5 0,6) d2 (0,5 0,6)14 7 8, 4  lấy d5 = 8 mm  chọn vít M8 ( theo TCVN )

 Mặt bích ghép và thân:

f Chiều dày bích thân hộp :

S3 (1, 4 1,8) d3 (1, 4 1,8)12 16,8 21,6  lấy S3 = 20 mm

g Chiều dày bích nắp hộp :

S4 (0,9 1). S3(0,9 1).20 18 20   lấy S4 = 19 mm

k Chiều dày khi không có phần lồi :

1 (1,3 1,5) 1 (1,3 1,5)19 24,7 28,5

lấy S1 =28 mm

l Bề rộng mặt đế hộp :

103

15087

4

1 3 1 3.19 57

+Khe hở giữa cỏc chi tiết :

m Giữa bánh răng với thành trong hộp :

>(1 1,2).=(1 1,2).10=10 12 lấy   11 mm

n Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp :

1≥ (3 5).=(3 5)10=30 50 lấy1 = 50 mm

o Giữa mặt bên các bánh răng với nhau :

≥=10mm lấy  10 mm+Số lượng bu lông nền, Z :

sơ bộ chọn :

L = 0,5.(daBR1+daBR3)+aw+2+

L = 642,8mm (chiều dài của hộp)

B = l21 + = 270 mm (chiều rộng của hộp)Z=(L+B)/(200…300) = (450+330)/(200 300)=2,6…3,9chọn Z = 4

2.Chọn các chi tiết liên quan đến hộp giảm tốc

a Cửa thăm.

Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp , trên đỉnh hộp có làm cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp trên nắp

có lỗ thông hơi