đồ án chi tiết máy bánh răng trụ, răng nghiêng 3 cấp

đồ án chi tiết máy bánh răng trụ răng nghiêng, với cấp nhanh và cấp trung gian là bánh răng trụ, răng nghiêng, cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng. Sử dụng bộ truyền động đai thang. Giúp sinh viên hiểu rõ hơn về các loại hộp giảm tốc, bản thuyết minh giúp sinh viên hiểu rõ hơn về quá trình thiết kế hộp giảm tốc.

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP HCM

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Chủ nhiệm bộ môn: Ths LÊ VĂN AN

Giáo viên hướng dẫn: Ths TRẦN TIẾN ĐẠT

Sinh viên thực hiện: LÊ HỮU QUYẾT

Lớp: TN13

MSSV: 1351070035

NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC– MÃ SỐ : [10-45-76-TN]

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

LỜI MỞ ĐẦU

Đồ án môn học Chi tiết máy là một trong những đồ án chuyên ngành chính đối với sinh viên ngành cơ khí nói chung và chuyên ngành Máy động lực nói riêng Đồ án đã cung cấp cho sinh viên kiến thức về nguyên lí, kết cấu chi tiết máy cũng như quy trình tính toán, thiết kế các chi tiết máy.

Đồ án bao gồm những nội dung cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí: tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy; vỏ, khung và bệ máy; tính chọn các chi tiết tiêu chuẩn; chọn cấp chính xác, dung sai và lắp ghép; trình bày bản vẽ…Các tiêu chuẩn thiết kế, thuật ngữ và các ký hiệu sử dụng trong đồ án đều tuân theo tiêu chuẩn Việt Nam (TCVN).

Khi thiết kế đồ án Chi tiết máy, chúng ta có thể tham khảo các giáo trình như Công nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Dung sai lắp ghép, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí…Ngày nay với sự phát triển mạnh của công nghệ máy tính, chúng ta còn có sự trợ giúp của các công cụ, phần mềm tính toán thiết kê và trình bày bản vẽ Khi đi vào thiết kế thực tế, chúng ta phải sử dụng các tài liệu, sổ tay thiết kế kết hợp với kinh nghiệm thiết kế.

Đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí nói riêng, đồ án Chi tiết máy giúp cũng cố các kiến thức đã học về nguyên lý máy, chi tiết máy…đồng thời đây cũng là cơ hội để sinh viên tiếp cận thực tế với một quy trình tính toán thiết kế chi tiết máy và hệ dẫn động.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo, đặc biệt là thầy Trần Tiến Đạt đã hướng dẫn tận tình và có xét quý báu nhiều đánh giá, nhận trong quá trình em thực hiện đồ án

Trong quá trình tính toán và thiết kế thì những sai sót là khó tránh khỏi vì vậy em mong nhận được các ý kiến đánh giá nhận xét của các thầy để đồ án được hoàn thiện và chính xác hơn.

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Lê Quý MSSV: 1351070034

Ngành đào tạo: Thiết Bị Năng Lượng Tàu Thủy

Người hướng dẫn: Diệp Lâm Kha Tùng

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 01: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP

Phương án số:

Số liệu thiết kế:

Công su t tr c công tác ất trục công tác ục công tác

(kW) S vòng quay tr c côngố vòng quay trục công tác (vg/ph)ục công tác S năm làm vi cố vòng quay trục công ệp Lâm Kha

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy.

a Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng).

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.

d Tính toán thiết kế trục và then.

e Chọn ổ lăn và nối trục.

f Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác.

3 Chọn dung sai lắp ghép.

MỤC LỤC:

PHẦN I: 3

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

Chọn động cơ: 3

Phân phối tỉ số truyền: 4

PHẦN II: 6

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 6

1 Chọn loại đai: 6

2 Tính khoảng cách trục a: 7

3 Tính chiều dài đai : 7

4 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên đai: 9

PHẦN III: 9

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 9

1 Chọn vật liệu: 9

2 Tính toán cho các cặp răng: 10

PHẦN IV 30

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC,THEN 30

1 Chọn vật liệu trục: 30

2 Xác định sơ bộ đường kính trục: 30

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 31

4 Tải trọng tác dụng lên trục: 35

5 Xác định đường kính các trục: 37

6 Tính kiểm nghiệm trục về độ mỏi : 53

7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh : 65

8 Tính kiểm nghiệm độ bền then: 67

PHẦN V 72

CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 72

Chọn và tính ổ lăn 72

CHỌN KHỚP NỐI 84

PHẦN VI 86

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 86

VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC 86

Tính kết cấu của vỏ hộp: 86

Bôi trơn trong hộp giảm tốc: 86

Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: 86

Lắp bánh răng trên trục: 86

Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp : 89

PHẦN VII 93

DUNG SAI VÀ KIỂU LẮP GHÉP 93

PHẦN VIII 95

TIÊU CHUẨN ĐỂ VẼ VÀ TÀI LIỆU THAM KHẢO 95

Tài Liệu Tham Khảo : 95

Hệ thống truyền động băng tải làm việc với các thông số sau:

Công suất trục công tác: 8,5 (kW)

Số vòng quay trục công tác: 6 (vg/ph)

Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)

Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày,1

ca làm việc 8 giờ )

Chế độ tải: T T1 ; T2 0,8T ; t10,7t ck ;t2 0,3t ck

1.2 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

Công suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức sau:

t ct

P P





Trong trường hợp này tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có: P P t  td và P td

được tình theo công thức sau:

 là hiệu suất bộ truyền xích: x 0,92

Thay số vào ta được:   0,8315

Công suất cần thiết của động cơ điện:

8,028

0,8315

t td ct

Số vòngquay(v/ph)

cos φ  % max

dn

T T

K

dn

T T

2 Phân phối tỉ số truyền.

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động

23,5 62

dc c lv

n u n

Mà uchung= ux× uh Chọn Uh = 10

suy ra: ux = uchung / uh = 23,5/10= 2,35

Với: - nđc số vòng quay động cơ

3.1 Tính toán công suất trên các trục của hộp giảm tốc.

Công suất động cơ bằng công suất cần thiết:

380,68 / 3,83

380,68

145,9 / 2,61

3.3 Tính moment xoắn trên các trục.

Moment xoắn trên trục 1của hộp giảm tốc:

 

6 1 6 1

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY PHẦN 1

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1 Các thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.

- Công suất bộ truyền: P 1 14,88 kW

Với công suất bộ truyền P 1 14,88 kW và số vòng quay bánh dẫn n 1 2930

(v/ph) ta chọn đai thang loại Б với các thông số kỹ thuật như sau:

Ký hiệu

tiết diệnA(mm2)

Đườngkính bánhđai nhỏ d1

mm

Chiều dàigiới hạn lmm

Đường kính bánh đai nhỏ: d1 1,2 dmin  1,2 140 168   mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn: d1  160 mm

2.2.2 Vận tốc đai.

Vận tốc đai được tính theo công thức sau:

1 1 1

Vậy thỏa mãn điều kiện.

Sai lệch so với giá trị chọn trước 3,2%

2.2.5 Chiều dài tính toán của đai.

Chiều dài đai được tính theo công thức sau:

Khoảng cách trục vẫn nằm trong điều kiện cho phép

2.2.7 Góc ôm đai bánh đai nhỏ.

Góc ôm đai bánh đai nhỏ được tính như sau:

+ Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.Tra bảng 4.17(trang 61): u

=2,19 => Cu = 1,13

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài 0

1800

0,8 2240

+ Z’ = P 1 Po = 14,884,87 = 3,05 => Cz = 0,9 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân

bố không đều tải trọng cho các đai (bảng 4.18 trang 61)

2.2.9 Xác định số dây đai

Số dây đai được tính theo công thức sau:

 

1 0

- Đường kính ngoài của bánh đai: da   d1 2 h0  160 2 4,2 168,4    mm

2.3 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng ban đầu trên 1 đai tính theo công thức sau:

1 0

Với q m = 0,178 kg/m (bảng 4.22) là khối lượng một mét chiều dài đai

v = 24,53 m/s, do đó:

1 0

107,1 242,64 24,53 0,96 4

đ v

- Lực tác dụng lên trục:

1 0

3 Các thông số bộ truyền đai.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC

- Các thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp.

- Công suất bộ truyền: P 1 14,88 kW

- Tỉ số truyền hộp giảm tốc: u h 20

 Tỉ số truyền cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng) u 1 3,27

 Tỉ số truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) u 2 2,72

 Trục 4:n 4 67,2 (v/ph);T 4 1764611,94 Nmm

- Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)

- Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày,

Trục băngtải

Đây là bộ truyền bôi trơn tốt ( bộ truyền kín, bôi trơn ngâm dầu) nên ta tính

theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm

theo độ bền uốn

1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ (chủ động) là thép C45 tôi cải thiện

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng lớn (bị động) là thép C45 tôi thường hoá

Các thông số độ bền của hai bánh răng được chọn như bảng sau:

Bánh nhỏ (1) 250 850 580

2 Tính toán cho các cặp răng:

a Tính toán cho cặp bánh răng thứ nhất:

o KxH; hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

o KHL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thờ hạn phục vụ của bộtruyền ;

o σ Hlim0 :ứ ng xu ấ t ti ế p x ú c cho ph é p;

o SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về sức

Vì NHE1 > NHO1 nên Khl1=1

NHE2 > NHO2 nên Khl2=1

Tra bảng 6.2 P94 có σlim = 2HB + 70 nên:

σlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa

σlim2 = 2HB2 + 70 = 2.215 + 70 = 500 MPa

SH = 1,1(bảng 6.2 P94) ; lấy ZR.ZV.KXH = 1 (P.92)

 [σH1] = 570 11,1 1= 518,18 MPa

o YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

o YS: hệ số đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất;

o KXF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

o KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải;

o KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trong của bộ truyền;

o SF: hệ số an toàn khi tính về uốn;

 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử với ứng suất uốn với tất cả các loại thép là:

=> ψbabd = ψbaba.(u+1)/2 = 0,3.(3,27+1)2 = 0,6405

Từ bảng 6.7 P.98 sơ đồ 3 HB<350 và ψbabd = 0,6405 => KH𝞫 = 1,08 (Nội suy)

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo 6.33 tài liệu tham khảo [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 

w1

1

2 w1

⇒ α t1=arctg(cosββ tgα )=arctg¿

⇒ β b=arctg(cos α t1 tgβ)=arctg(cos ⁡(20 °56') tg(17 ° 59 '))=16° 51'

Theo 6.39 tài liệu [1].

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H được xác định theo công thức:

1

2

H HV

H H

b d k

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho chân răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng

không được vượt quá giá trị cho phép:

o T1: momen xoắn trên trục chủ động T1=99861,35(Nmm)

o K F: hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về uốn theo bảng 6.7(tr98) ứng với ψba bd=0,6405và sơ đồ 3 chọn được

K Fβ=1,18

K Fα: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn theo bảng 6.14(tr107) ứng với V1=4,71(m/sβ) và cấp

chính xác mức làm việc êm 8 ⇒ K Fα= ¿1,27

 K F V: hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn xác định theo công thức: K F V=1+ V F b w1 d w1

 g o: hệ số xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh

2 Tra bảng 6.16 cấp chính xác theo mức làm việc êm là 8 ⇒ g o=56

Số răng : Zv1 =32 => YF1 =3,78 Tra theo bảng 6.18(tr109)

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

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

không được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất

uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép (6.49)

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.

 Các thông số và kích thước bộ truyền:

Vì NHE1 > NHO1 nên Khl1=1

NHE2 > NHO2 nên Khl2=1

Chọn ψbaba = 0,3 => ψbabd = ψbaba.(u+1)/2 = 0,3.(2,72+1)2 = 0,56

Từ bảng 6.7 P.98 sơ đồ 3 HB<350 và ψbabd = 0,56 => KH𝞫=1,07 (Nội suy)

aw2 = 43.(2,72+1).3

√0,3 486,36313478,27.1,072.2,72 = 192,3 (mm)Chọn aw2 = 193 mm

Theo 6.31 tài liệu tham khảo [1]:

- Số răng bánh nhỏ:

Z3 =2 aw cosββ 2 m

n(u+1) = 2.193.0,96593.(2,72+1) = 33,4Chọn z3=33

Theo bảng 6.7(tr98) ứng với ψba bd=0,56và sơ đồ 3 chọn được K Fβ=1,16

Theo bảng 6.14(tr107) ứng với V1=2,23 (m/sβ) và cấp chính xác mức làm việc êm

9 ⇒ K Fα= ¿1,37

KFV = 1+ 2T 2 KF β KF α VF bw dw 2

δ F: hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ứng với

HB1, HB2<350 HB răng nghiêng ta được trị số δ F=0,006

g o: hệ số xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Trabảng 6.16 cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 ⇒ g o=73

 VF = δF. go.v.√aw u = 0,006 73.2,23.√2,73104 = 6,03

- Kiểm nghiệm về quá tải:

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

không được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):

σ Hmax=σ H .√K qt ≤[σ H]max

Ta có :σ H=425,85 MPa

[σ H]max=952 MPa

→ σ Hmax=σ H .√K qt=425,85.√2,2=631,64 <[σ H]max

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất

uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép (6.49)

σ Fmax=σ F√K qt ≤[σ F]max

Ta có: + σ F 1=130,56(MPa)

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.

Các thông số và kích thước bộ truyền:

Vì NHE1 > NHO1 nên Khl1=1

NHE2 > NHO2 nên Khl2=1

aw3 = Ka.(u+1).3

√ T 4 Khβ ψbaba [σ H ]2.u

Với Ka = 49,5 MPa; u3= 2,27 ; T3 = 818371,89 N.mm

Chọn ψbaba = 0,5 => ψbabd = ψbaba.(u+1)/2 = 0,5.(2,27+1)2 = 0,82

Từ bảng 6.7 P.98 sơ đồ 5 HB<350 và ψbabd = 0,82 => KH𝞫=1,05(Nội suy)

+ εα = [1,88-3,2(1/ Z3 + 1/ Z4 )]cosβ = [1,88−3,2(381 +

1

86) ].cos0

= 1,76

g o: hệ số xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Trabảng 6.16 cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 ⇒ g o=82

- Kiểm nghiệm răng về quá tải:

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

không được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):

σ Hmax=σ H .√K qt ≤[σ H]max

Ta có :σ H=364,14 MPa

[σ H]max=952 MPa

→ σ Hmax=σ H √K qt=364,14 √2,2=540,11<[σ H]max

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất

uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép (6.49)

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.

 Các thông số và kích thước bộ truyền:

da6= 352 mm.

Đường kính đáy răng df5=d5-(2,5-2x5)m= 142 mm;

df6= 334 mm

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC,THEN

1 Chọn vật liệu trục: chọn thép C45 tôi thường hóa ( theo bảng (6.1) )có:

+ Từ đường kính sơ bộ trục vừa tính được, ta xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn Tra bảng 10.2 (P.189) ta có :

d1 = 30 mm  b01 = 19 mm

d2 = 45 mm  b02 = 25 mm

d3 = 60 mm  b03 = 31 mm

d4 = 80 mm  b04 = 39 mm

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

 Khoảng cách giữa các gối đỡ:

 chiều cao nắp ổ và đầu bulong: hn = ( 15…20)mm

 Dựa vào bảng 10.4 trang 191 và các hình 10.6 ;10.7 ta có :

a. Trục 1:

Chiều dài mayơ:

Chiều dài mayơ đai 10.10 tài liệu [1].

lm12 =(1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).30 = (36…45) mm

Chọn lm12=82mm.(dựa vào bề rộng bánh đai)

 Chiều dài mayơ bánh răng nhỏ theo 10.10 tài liệu [1]

lm13 =(1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).30 = (36…45) mm Chọn lm13= 50 mm (dựa vào bề rộng bánh răng = 43,2).

 Chiều dài các đoạn trục:

hn=15 – chiều cao nắp ổ và đầu bulong.

k1=10 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

k2=10 – khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.

k3=10 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

b. Trục 2:

Chiều dài mayơ:

 Chiều dài mayơ bánh lớn:

lm22 =(1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).45 = (54…67,5) mm Chọn lm22=60 mm.

 Chiều dài mayơ bánh nhỏ:

lm23 =(1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).45 = (54…67,5) mm

Chọn lm23= 67 mm.(dựa vào bề rộng bánh răng là 57,9).

 Chiều dài các đoạn trục:

l22=0,5(lm22+b0)+k1+k2=0,5(60+25)+10+10= 62,5 mm.

l23=l33=211,5 mm.

l21=l31= 283 mm

c. Trục 3:

Chiều dài mayơ:

 Chiều dài mayơ bánh nhỏ:

l m32 =(1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5) 60= (72…90) mm

Chọn lm32=130 mm (dựa vào bề rộng bánh răng là 124 )

 Chiều dài mayơ bánh lớn:

 Chiều dài mayơ bánh răng lớn:

lm42 =(1,2…1,5).d4 = (1,2…1,5) 80= (96…120) mm

Chọn lm42=130 mm (dựa vào bề rộng bánh răng = 124mm)

 Chiều dài mayơ khớp nối vòng đàn hồi :

¿ = 2.313478,27104 = 6028 (N)

Lực hướng tâm: