Đồ án thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng nghiêng

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho emđược học tập và trau dồi kiến thức về thiết kế máy, nhưng em chưa có kinh nghiệm trong việc thiết kế một chi t

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Thiết kế máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên ngành cơ

điện tử Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu vàlàm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho emđược học tập và trau dồi kiến thức về thiết kế máy, nhưng em chưa có kinh nghiệm trong

việc thiết kế một chi tiết hay một máy hoàn chỉnh nào cả, chính vì vậy đồ án : “Thiết kế

hộp giảm tốc hai cấp khai triển dể dẫn động băng tải” giúp em có cơ hội áp dụng

những kiến thức mình được học để tự thiết kế ra một sản phẩm cơ khí Do lần đầu tiên

làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vữngcho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Emrất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy, giúp em có được những kiến thức thậtcần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Đỗ Thế Cần đã tận tình giúp đỡ em

hoàn thành nhiệm vụ của mình

Em xin chân thành cảm ơn !

MỤC LỤC

Trang

Lời nói đầu 1

Mục lục 2

Chương 1 Hộp giảm tốc và các phương án thiết kế 1.1 Giới thiệu về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 4

1.2 Phương án thiết kế 4

Chương 2 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 2.1 Chọn động cơ điện 7

2.2 Phân phối tỉ số truyền 8

Chương 3 Thiết kế bộ truyền ngoài 3.1 Chọn bộ truyền 11

3.2 Thiết kế bộ truyền đai thang 11

Chương 4 Thiết kế bộ truyền bánh răng 4.1 Chọn vật liệu 13

4.2 Xác định ứng suất cho phép 13

4.3 Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 16

4.4 Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 19

Chương 5 Thiết kế trục, then và ổ lăn 5.1 Chọn vật liệu 23

5.2 Tính toán thiết kế trục 23

5.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục 23

5.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 23

5.2.3.Xác định tải trọng tác dụng lên trục 25

5.2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 26

5.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34

5.4 Tính chọn mối ghép then 40

5.4.1 Tính mối ghép then với trục I 40

5.4.2 Tính mối ghép then với trục II 41

5.4.3 Tính mối ghép then với trục III 42

5.5 Tính chọn nối trục 43

5.6 Thiết kế gối đỡ trục 45

Chương 6 Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác

6.1 Tính kết cấu của vỏ hộp 48

6.2 Kiểm tra mức dầu 49

6.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 49

6.4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 49

6.5 Điều chỉnh sự ăn khớp 50

6.6 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 50

Tài liệu tham khảo 51

CHƯƠNG 1 HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1.1 Giới thiệu về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền khôngđổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn Một loại cơ cấu tương tựnhưng dùng để tăng vận tốc góc và giảm mômen xoắn được gọi là hộp tăng tốc

Tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc mà người ta phân ra : hộp giảm tốcmột cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp

Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra : hộp giảm tốc bánh răngtrụ, hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn – trụ, hộp giảm tốc trục vít hoặc trục vít – bánhrăng, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh,

Hộp giảm tốc bánh răng trụ được dùng rộng rãi hơn cả nhờ các ưu điểm : tuổi thọ

và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, có thể sử dụng trong một phạm vi rộng của vận tốc vàtải trọng

Loại răng bánh răng trong hộp giảm tốc có thể là : thẳng, nghiêng hoặc chữ V.Phần lớn các hộp giảm tốc có công dụng chung dùng răng nghiêng nhờ khả năng tải lớnhơn và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chungcủa hộp giảm tốc của hộp giảm tốc loại này thường bằng từ 8 đến 40

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển đơn giản nhất, nhưng có nhược điểm

là bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tảitrọng trên chiều dài răng Vì vậy cần chú ý thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là trong trườnghợp các bánh răng được nhiệt luyện đạt độ rắn cao và chịu tải trọng thay đổi, vì khi đókhả năng chạy mòn của bánh răng rất kém

Nhược điểm :

- Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi Cótiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ cao.Cần bôi trơn và căng xích

Nhược điểm :

- Tải trọng phân bố không đều trên trục Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khilàm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn Tuổi thọ thấp

1.2.3 Lựa chọn phương án thiết kế

Sử dụng hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng nhờ khả năngtải và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng

Chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai vì các ưu điểm : truyền được khoảng cách

xa, làm việc êm, tránh được các dao động sinh ra khi tải trọng thay đổi, đề phòng được sựquá tải nhờ trượt đai, kết cấu và vận hành đơn giản

CHƯƠNG 2 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

2.1 Chọn động cơ điện

2.1.1 Các loại động cơ điện

a) Động cơ điện một chiều

Ưu điểm :

- Cho phép thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng ( 3:1 đến4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100 : 1 đối với động cơ - máy phát), đảm bảo khởiđộng êm, hãm và đảo chiều dễ dàng do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vậnchuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…

Nhược điểm :

- Đắt tiền, riêng động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư

để đặt các thiết bị chỉnh lưu

b) Động cơ điện xoay chiều

Động cơ điện xoay chiều bao gồm hai loại : một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ, có thể mắc vào mạng điện chiếusáng, do vậy dùng thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất thấp

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm hai loại : đồng

* Động cơ ba pha không đồng bộ :

Gồm hai kiểu : roto dây quấn và roto ngắn mạch

- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn : cho phép điều chỉnh vận tốctrong phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất (cosφ)thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi cần điềuchỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đãđược lắp đặt.

- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch : kết cấu đơn giản, giá thànhtương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba phakhông cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là : hiệu suất và hệ số công suất thấp(so với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ mộtchiều và động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn)

=> Từ các ưu nhược điểm của các loại động cơ, chọn động cơ ba pha không đồng

2.2 Phân phối tỉ số truyền

ung là tỉ số truyền của bộ truyền đai

uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc

u1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

u2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

2.2.3 Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục

Công suất trên các trục :

nII=n I

u1=

9002,73=330 vg/ph

nIII=nII

u2=

3302,2=150 vg/ph Mômen xoắn trên các trục :

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

3.1 Chọn bộ truyền

Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầulàm việc êm, an toàn khi quá tải Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên có trượtgiữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định

Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyềncần thiết kế có tỷ số truyền u = ung = 3,27 Công suất cần truyền bằng công suất động cơđiện 25 kW, số vòng quay trục dẫn n = 2943 vòng/phút Kiểu truyền động thường

3.2 Thiết kế bộ truyền đai thang

140-280Chiều dài giới hạn l, mm 800-6300

3.2.2 Xác định thông số của bộ truyền

d2=u.d1(1-Ɛ)=3,27.140(1-0,02)=448 mmTheo bảng 4.26 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) chọn đường kính tiêu chuẩn d2=450 mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế : u t=

d2

d1(1−ε)=

450140(1−0,02)=3,28

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :

C - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, C = 0,92

Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, Cl = 1,0

Cu –hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, Cu = 1,14

Cz –hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, P1/[P0] = 25/5,34 = 4,68  Cz = 0,9

Do đó:

z=25.1,1

5,34.0,92.1,0.1,14.0,9= 5,5

Chọn z = 6

Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t +2e =(6-1)19+2.12,5= 120 mm

Đường kính ngoài bánh đai : da= d +2h0= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm

3.2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu :

CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốnTrong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy: ZRZVKxH = 1; YRYSKxF = 1



Theo bảng 6-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất - Lê Văn Uyển)

NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 241

Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2= 192

Ta có:

= 2.HB1 + 70 = 2.280+ 70 = 630 (MPa)

= 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) = 1,8.HB1 = 1,8.280 = 504 (MPa)

0 lim  HB

HO HL

N

N

K 

4 , 2

30 HB

610.4



FO

N

0 1 lim

H



0 2 lim

H



0 1 lim

F



0 2 lim

NHE1  NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1  KHL1 = 1

NHE2  NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2  KHL2 = 1

NFE1  NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1  KFL1 = 1

NFE2  NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2  KFL2 = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H]1=σ0H lim1 K HL1

S H =

6301,1 =572 ,7 MPa

[σ H]2=σ0H lim2 K HL 2

S H =

5301,1 =481,8 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:

)(1624580

.8,2

8,2]

[H max1  ch1   MPa

)(1260450

.8,2

8,2]

[H max2  ch2   MPa

)(464580.8,0

8,0]

[F max1 ch1  MPa

)(360450.8,0

8,0]

[F max2  ch2   MPa

[σ H]=504 ,75 ( MPa )Vậy điều kiện thỏa mãn.

4.3 Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn sơ bộ β = 10o , do đó cosβ = 0,9848

Số răng bánh nhỏ :

Z1 = 2awcosβ/[m(u+1)] = 2.176.0,9848/[2,5(2,73 + 1)] = 37,17Lấy Z1 = 37

Số bánh răng bánh lớn :

Z2 = u.Z1 = 2,73.37 = 101,01Lấy Z2 = 101

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um = 101/37 = 2,729

cosβ = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 0,98Suy ra β = 11o28’42”

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

2

][][]

ZH = √ 2cos βb/sin 2αtw= √ 2cos(10,758)/sin(2.20,375) = 3

Mặt khác :

Ɛβ = bw.sinβ/(πm) = 0,3.176.sin(11,478)/(π.2,5) = 1,34

ZƐ = √ 1/εα = √ 1/1,73 = 0,76Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 = 2aw/(um + 1) =2.176/(2,729 + 1) = 94,40mm

Ta có :

v = πdw1.n1/60000 = π.94,40.900/60000 = 4,45 m/sVới v = 4,45 m/s theo bảng 6.13 [TL1] dùng cấp chính xác 8 Theo bảng 6.14[TL1] với cấp chính xác 8 và v < 5m/s , KHα = 1,09

Ta có :

vH = δH.go.v √ aw/u = 0,002.56.4,45. √ 176/2,729 = 4

KHv = 1+ vH.bw.dw1/(2T1.KHβ.KHα) = 1+ 4.52,8.94,40/(2.252014.1,09.1,15) = 1,032

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,15.1,09.1,032 = 1,29Vậy :

KF = KFβ.KFα.KFv = 1,32.1,27.1,071 = 1,8Với Ɛα = 1,361, YƐ = 1/ Ɛα = 0,613

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)

σF1 = 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <[σ F]1

σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 152 6,6/3.7 = 147,8 MPa < [σ F]2e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với Kqt = Tmax/T =1,8

σH1max = σH √ Kqt = 484,4.1,34 = 649 MPa < [σH]max

σF1max = σF1.Kqt = 152 1,8 =273,6 MPa < [σF1]max

σF2max = σF2.Kqt = 147,8 1,8 =266 MPa < [σF2]maxg) Các thông số và kích thước của bộ truyền

4.4 Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn sơ bộ β = 10o , do đó cosβ = 0,9848

Số răng bánh nhỏ :

Z1 = 2awcosβ/[m(u+1)] = 2.223.0,9848/[2,5(2,20 + 1)] = 54,9Lấy Z1 = 55

Số bánh răng bánh lớn :

Z2 = u.Z1 = 2,20.55 = 121Lấy Z2 = 121

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um = 121/55 = 2,20

cosβ = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 0,9865Suy ra β = 9o25’31”

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

Ta có :

vH = δH.go.v √ aw/u = 0,002.56.2,4. √ 223/2,2 = 2,7

KHv = 1+ vH.bw.dw1/(2T1.KHβ.KHα) = 1+ 2,7.66,9.139,38/(2.646506.1,09.1,13) = 1,012

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,15.1,13.1,012 = 1,315Vậy :

KF = KFβ.KFα.KFv = 1,32.1,37.1,034 = 1,87Với Ɛα = 1,77, YƐ = 1/ Ɛα = 0,56

Với β = 9,425o , Yβ = 1- 9,425/140 =0,93

Số răng tương đương :

Với m = 2,5 mm, YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; YR = 1 ; KxF = 1

Do đó :

[σF1] = [σF1] YS. YR. KxF = 288 1,022 1 = 294,33 MPaTương tự tính được [σF2] = 241,77 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)

σF1 = 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <[σ F]1

σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 152 6,6/3.7 = 147,8 MPa < [σ F]2e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với Kqt = Tmax/T =1,8

σH1max = σH √ Kqt = 484,4.1,34 = 649 MPa < [σH]max

σF1max = σF1.Kqt = 152 1,8 =273,6 MPa < [σF1]max

σF2max = σF2.Kqt = 147,8 1,8 =266 MPa < [σF2]maxg) Các thông số và kích thước của bộ truyền

CHƯƠNG 5 THIẾT KẾ TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN

5.1 Chọn vật liệu

Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa

Giới hạn bền: σb = 600 (MPa)

Giới hạn chảy: σch = 340 (MPa)

Ứng suất xoắn cho phép [] = 12…20 MPa

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

5.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2

Ta có:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

- Bánh 1:

lm12 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).40 = (48…60)Lấy lm12 = 50 (mm)

- Bánh 2:

lm22 = (1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).55= (66…82,5) Lấy lm22 = 70 (mm)

- Bánh 3:

lm23 =(1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).55 = (66…82,5) Lấy lm23 = 75 (mm)

- Bánh 4:

lm32 = (1,2…1,5).d3 =(1,2…1,5).70=(90…112,5) Lấy lm32=100(mm)

Chiều dài mayơ khớp nối:

- Nối trục đàn hồi:

lm33 = lmKN = (1,4…2,5).d3 = (105…187,5) Lấy lm33= 120(mm)

Chiều dài mayơ bánh đai:

lm11 = B = 120 (mm)Khoảng côngxôn trên trục:

Fr3= F

t3 tanαtwcosβ = 9276.

Chiều giả thiết là đúng.

Tính Mômen uốn tổng và Mômen tương đương :

Theo tiêu chuẩn chọn dC = 45mm

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh đai:

Tính đường kính trục tại các tiết diện :

d C=3√ M td C

0,1.50=53,5

Theo tiêu chuẩn chọn dC = 55mm

Đường kính trục tại tiết diện D:

d D=3√ M td D

0,1.50=56,78Chọn dD = 60mm

Chọn đường kính tại chỗ lắp ổ lăn theo tiêu chuẩn : do = 40(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn dC = 70mm

Đường kính trục tại tiết diện A, B : d A=d B =

3

√ M td B

0,1.50=63,11

Chọn dA = dB = 65mm

5.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kiểm nghiệm tại các chỗ lắp bánh răng có đường kính:

n là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

a = max = -min =

u

M

W ; m = 0Trong đó: a : biên độ ứng suất pháp

m : trị số trung bình của ứng suất pháp

Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch đông

n τ= τ−1

K τ

ε τ×β×τ a+ψ τ×τ m

(CT 7-7, tr.120 TL[2])Trong đó: -1, 1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ đối xứng

K ,K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

,  : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục theo phươngtiếp tuyến và pháp tuyến

β: hệ số tăng bề mặt trục

 , : hệ số ảnh hưởng của thông số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi

a/ Kiểm nghiệm ở dI = 45 (mm) trên trục I

Vật liệu: thép C45 thường hóa b = 580 (N/mm2)