đồ án nguyên lý chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp (răng trụ răng thẳng và răng trụ răng nghiêng)

Qua đó được sự hướng dẫn tận tình của thầy Đặng Hoàng Vũ cùng với sự nổ lực của em đã hoàn thành đồ án này.Nhưng do đây là lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợ

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

-NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN.

-LỜI CẢM ƠN

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung trong chương trình đào tạo kỹ sư

cơ khí Đồ án môn học chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóalại các kiến thức của môn học như: Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Dung Sai, ChếTạo Phôi, Vẽ Kỹ Thuật… đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế

và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho em được

tiếp xúc và làm quen với đồ án “ thiết kế hộp giảm tốc ”. Qua đó được sự hướng dẫn

tận tình của thầy Đặng Hoàng Vũ cùng với sự nổ lực của em đã hoàn thành đồ án

này.Nhưng do đây là lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp

và lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức

và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế, còn có những mảng chưanắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song đồ án của em không thể tránh khỏi nhữngsai sót Em rất kính mong thầy tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm

và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này

xin chân thành cảm ơn thầy đã hết lòng giúp đỡ em!

Trà Vinh, ngày 30 tháng 11 năm 2017.

Sinh viên thực hiện.

VÕ THANH SANG

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

1.Chọn động cơ 5

2 Phân phối tỷ số truyền 6

PHẦN II: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 9

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

I Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ thẳng) 14

II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ nghiêng) 19

PHẦN IV TÍNH TOÁN THIẾT TRỤC VÀ THEN 25

I.Thiết kế trục 25

II Tính then 45

PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI TRỤC VÀ THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 47

I Chọn khớp nối trục 47

II Thiết kế gối 48

PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 55

I Thiết kế vỏ hộp 55

II Cấu tạo bánh răng 57

III Những chi tiết khác của vỏ hộp 58

1 Vòng móc, miếng đệm 58

2 Nắp cửa thăm 58

3 Nút thông hơi 59

4 Nút tháo dầu 60

5 Que thăm dầu 60

6 Bôi trơn hộp giảm tốc 61

PHẦN VII: KIỂU LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP – CHẾ TẠO 62

I Dung sai lắp ghép trục với các chi tiết máy 62

II.Dung sai mối ghép then 63

PHẦN VIII : TÀI LIỆU THAM KHẢO 64

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.Chọn động cơ:

N: Công suất trên băng tải

: Hiệu suất chung

: Công suất cần thiết

 Tính hiệu suất chung (chọn hiệu suất truyền động Bảng 2.3 (t.19-[2])):

= 0,96: Hiệu suất bộ truyền đai

: Hiệu suất của một cặp ổ lăn

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

1: Hiệu suất khớp nối

 Tính công suất cần thiết

Ta có:

Trong đó:

Điều kiện để chọn động cơ là

Vì vậy, chọn động cơ : (tra bảng P1.1(T.243-[2]))

 Mômen thực tế trên tang :

 Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

p là số đôi cực (chọn p=2 /t.20-tập 1).

f là tần số mạng điện nước ta 50 Hz.

 Chọn số vòng quay của băng tải:

2 Phân phối tỷ số truyền:

Tỉ số truyền đai (tra bảng 2.4 /t.21)-[2]):

Ta có:

Trong đó:

iđai : Tỉ số truyền của bộ truyền đai

ihgt : tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Trong đó:

ibn : Tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh

ibc : Tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

Theo tài liệu thiết kế chi tiết máy trang 31 ta chọn: và

 Momen xoắn trên các trục

PHẦN II: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1.Chọn dạng đai:

Truyền động đai được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàn cho các chi tiết máy khác khi bị quá tải đột ngột.

Chọn loại đai phụ thuộc vào công suất động cơ Nđc = 2,2 kw, tỉ số truyền đai iđ =3,64 Số vòng quay động cơ nđc = 1440 v/ph.

Giả thiết v < 5m/s có thể dùng loại A hoặc loại O (bảng 5-13/t.93-[1])

Ta chọn được 2 loại đai : loại đai A và đai loại O Ta sẽ tính toán cả hai loại đai này và chọn loại đai có lợi hơn.

2.Trình tự tính toán thiết kế đai:

CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

LOẠI ĐAI

BẢNG TRA TÀI LIỆU [1]

2.1 Tiết diện đai

Kích thước tiết diện đai: a.h (mm) 13×8 10×6 (B.5-11)

=> 1250A351,75 điều kiện A

=> 1150A322,25 điều kiện O

Ta có :

475 (thỏa)

427 (thỏa)

Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ:

L=2A+ (mm) Đối với đai O ngắn hơn 1700 mm thì cộng 25mm 2023,01 1818 CT 5-1

2.5 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều

dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn:

432,3 389,17

Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng : 0,9 0,9 (B.5-6)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của gốc ôm : 0,89 0,92 (B.5-18)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc : 1,04 1,0 (B.5-19)

Số đai cần thiết tính theo công thức :

Z F: tiết diện đai (m

V : vận tốc đai (m/s)

1,89 3,13 CT 5-22

2.8 Định kích thước chủ yếu của bánh đai :

Chiều rộng của bánh đai :

(mm) Trong đó : t và s được tra trong bảng 10-3 36 40 CT 5-23Đường kính ngoài cùng của bánh đai

2.9 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên đai

Lực căng ban đầu của

Các thông số chính của bộ truyền đai A Giá trị tính toán

135,61 224,38

Đường kính ngoài của bánh đai bị dẫn 507

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng thẳng) 1.Chọn vật liệu làm bánh răng: (bảng 3 – 8/t.40-[1])

- Giới hạn mỏi cho phép:

+ Hệ số tải trọng: k = 1,3 (lí giải tại sao chọn t.44-[1]);

+ Hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3 (lí giải tại sao chọn t.44-[1]);

- Ứng suất uốn chân răng: (CT 3-33/t.51-[1])

+ Bánh nhỏ:

σNu = = = 34,52 N/mm2 < [σN]u.+ Bánh lớn:

σLu = σNu = 34,52 = 26,17 N/mm2 < [σL]u

5 Tổng hợp thông số hình học của bộ truyền.

- Lực tác dụng lên trục:

+ Lực vòng:

P= ≈ 1680,09 N+ Lực hướng tâm:

3 Định ứng suất uốn cho phép

- Hệ số an toàn: n = 1,5;

- Hệ số tập trung ứng suất chân răng: kσ = 1,8 (phôi rèn, thép thường hóa)

- Giới hạn mỏi cho phép:

+ Hệ số tải trọng: k = 1,3 (lí giải tại sao chọn t.44-[1])

+ Hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3 (lí giải tại sao chọn t.44-[1])

=> b thỏa mãn điều kiện.

- Kiểm tra sức bền uốn của răng: (CT 3-37/t.52-[1])

- Ứng suất uốn chân răng:

+ Bánh nhỏ:

σNu = = ≈ 37,62 N/mm2 < [σN]u.+ Bánh lớn:

- Khoảng cách trục A = 291 mm

- N: công suất trên trục, KW;

- Theo bảng 14P/t.337-[1] ta có được chiều rộng ổ bi B = 23 mm.

3 Thông số ban đầu để tính gần đúng trục.

Theo bảng 7 – 1(t.118-[1]) ta có thể chọn các kích thước như sau:

- Khe hở giữa mặt bên bánh răng đến thành trong vỏ hộp: a = 15 mm.

- Khoảng cách từ thành trong của vỏ hộp đến mặt bên của ổ lăn: l2 = 10 mm.

- Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp: l3 = 16 mm.

- Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: 16 mm.

4 Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc.

- Khe hở giữa trục và bánh răng:

f = = 82 mm ≥ 20 mm thỏa điều kiện

6 Sơ đồ phân tích lực trên các trục.

Hình 4 - 2 phân tích lực trên các trục.

7 Tính toán trục I.

Hình 4 – 3 phân tích lực và momen trên trục I.

7.1 Tính gần đúng trục.

Ở đây β = = 0 do trục không khoét lỗ.

+ Tiết diện n – n:

Mtd = = = 57389,32 Nmm

[σ] = 63 N/mm2 ((bảng 7 – 2/t.119-[1]) với vật liệu của trục làm bằng thép 45,giới hạn bền σb = 600 N/mm2)

Thay các trị số trên vào công thức: d ≥ = 20,88 mm

Vì trục có ngõng trục lắp ổ nên lấy tăng lên dn – n = 25 mm

Thay các trị số trên vào công thức: d ≥ = 32,1mm

Vì trục có rãnh then nên lấy tăng lên dm – m = 35 mm

7.2 Tính chính xác trục.

- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: (CT 7-5/t.120-[1])

n = ≥ [n] = (1,5 ÷ 2,5)

- Vì trục quay một chiều nên:

+ Ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

σa = σmax = – σmin = với σm = 0, vậy nσ = + Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động:

τ a = τm = = vậy nτ =

- Xét tiết diện m – m:

Mu = 208959,489 Nmm;

Mx = 50402,77 Nmm;

d = 35 mm

Do tiết diện trục có rãnh then nên ta chọn W và W0 theo bảng (7 – 3b/t.122-[1]):

Giới hạn mỏi uốn: σ–1 ≈ 0,45.σb = 0,45.600 = 270 N/mm2

Giới hạn mỏi xoắn: τ–1 ≈ 0,25.σb = 0,25.600 = 150 N/mm2

nσ = = = 1,75 nτ = =

= 22,64

Hệ số an toàn:

n = = = 1,74Thỏa điều kiện hệ số an toàn cho phép (n ≥ [n] = 1,5 ÷ 2,5)

8 Tính toán trục II

Hình 4 – 4 phân tích lực và momen trên trục II.

=> Mu h – h = ≈ 236469,7562 Nmm.

+ Tiết diện i – i:

Mu i – i = Trong đó:

Ở đây β = = 0 do trục không khoét lỗ

Thay các trị số trên vào công thức: d ≥ = 40,78 mm

Vì trục có rãnh then nên lấy tăng lên dh – h = 42 mm

Vì trục có rãnh then nên lấy tăng lên d i – i = 48 mm Ngõng trục lắp ổ d2 = 40mm.

8.2 Tính chính xác trục.

- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: (CT 7-5/t.120-[1])

n = ≥ [n] = (1,5 ÷ 2,5)

- Vì trục quay một chiều nên:

+ Ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

σa = σmax = – σmin = với σm = 0, vậy nσ = + Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động:

Giới hạn mỏi uốn: σ–1 ≈ 0,45.σb = 0,45.600 = 270 N/mm2

Giới hạn mỏi xoắn: τ–1 ≈ 0,25.σb = 0,25.600 = 150 N/mm2

Hệ số tăng bền β = 1

Giới hạn mỏi uốn: σ–1 ≈ 0,45.σb = 0,45.600 = 270 N/mm2.

Giới hạn mỏi xoắn: τ–1 ≈ 0,25.σb = 0,25.600 = 150 N/mm2

Ta có:

d ≥ với Mtd = ,(CT 7-4/t.117-[1])

Ở đây β = = 0 do trục không khoét lỗ

Mtd = =

= 1236162,001 Nmm

[σ] = 48 N/mm2 (bảng 7 – 2, với vật liệu của trục làm bằng thép 45, giới hạn bền

σb = 600 N/mm2)

Thay các trị số trên vào công thức: d ≥ = 63,62 mm

Vì trục có rãnh then nên lấy tăng lên d F– F = 68 mm

Đường kính lắp ổ lăn d3 = 65 mm

2 Tính chính xác trục.

- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: (CT 7-5/t.120-[1])

n = ≥ [n] = (1,5 ÷ 2,5)

- Vì trục quay một chiều nên:

+ Ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

σa = σmax = – σmin = với σm = 0, vậy nσ =

+ Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động:

Do tiết diện trục có rãnh then nên ta chọn W và W0 theo bảng (7 – 3b/t.122-[1]):

Giới hạn mỏi uốn: σ–1 ≈ 0,45.σb = 0,45.600 = 270 N/mm2

Giới hạn mỏi xoắn: τ–1 ≈ 0,25.σb = 0,25.600 = 150 N/mm2

* Nếu n quá lớn so với [n] thì củng nên giảm bớt đường kính trục hoặc chọn lại

vật liệu có sức bền thấp hơn ,nhưng đối với trường hợp này n vẫn chấp nhận được do không chênh lệnh nhiều so với [n] và vẫn thỏa điều kiện hệ số an toàn cho phép

(n ≥ [n] = 2,925(được tính theo hợp lí t.124-[1]))

II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN.

Để cố định răng theo phương tiếp tuyến, nói cách khác là để truyền momen xoắn

và truyền chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then Then là loạichi tiết ghép được tiêu chuẩn hóa Ta chọn theo TCVN 150 – 60 cho cả 3 trục Vật liệuthen là thép 45 và là loại then bằng

Hình 4 – 6 hình dạng tiết diện của then.

Các kích thước cơ bản của then được lấy theo đường kính tại tiết diện lắp then và trabảng (7 – 23/t.143-[1]) để chọn kích thước

Trục Thông số

- Chiều dài then l: 56 70 70 125

- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo;

- Đối với trục II và trục III: do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn.

- Tính cho ổ đỡ A do tại A chịu lực lớn hơn

- Tải trọng tương đương (CT 8-6/t.163-[1]):

Q = (Kv.RA + m.A).Kn.Kt = RA = 1625 N hoặc Q = 162,5 daN

Hình 5 – 3 Sơ đồ chọn ổ lăn trục II.

+ Như vậy lực At hướng về ổ bi đỡ chặn ở vị trí D, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn

Ta tính toán cho ổ bi ở vị trí D, ở vị trí C ta chọn ổ cùng loại:

Q = (1 4421+ 1,5.(-830)).1.1 ≈ 3176 N hoặc Q ≈317,6 daN

=> C = 317,6.(68 28800)0,3 ≈ 24516

- Tra bảng 17P/[1], ứng với d = 40 mm chọn ổ bi đỡ ký hiệu 46208 (cỡ nhẹ) có:+ Hệ số Cbảng = 42000;

+ Đường kính ngoài D = 80 mm;

+ Chiều rộng B = 18 mm

1.3 Đối với trục III.

Hình 5 – 4 Sơ đồ chọn ổ lăn trục III.

Ta tính toán cho ổ bi ở vị trí G, ở vị trí E ta chọn ổ cùng loại:

Q = (1 3647+ 1,5.( –1993,4)).1.1 ≈ 656,9 N hoặc Q ≈ 65,69daN

=> C = 65,69.(14 28800)0,3 ≈ 3156,13

- Tra bảng 17P/[1], ứng với d = 65 mm chọn ổ bi đỡ ký hiệu 46213 (cỡ nhẹ) có:+ Hệ số Cbảng = 80.000;

+ Đường kính ngoài D = 120 mm;

+ Chiều rộng B = 23 mm

2 Cố định ổ trên trục.

2.1 Cố định ổ trên trục: Ta dùng phương pháp đệm chắn mặt đầu, là phương pháp

đơn giản và chắc chắn Đệm dược giữ bằng vít và đệm hãm Thích hợp cho cả trườnghợp trục chịu lực dọc Theo bảng 8 – 10/t.169-[1] (đơn vị: mm) ta có:

Trục và ổ được cố định vị trí bằng các nắp ổ, vòng trong ổ được tì lên vòng chắn

đầu rồi tì lên vai trục, vòng ngoài được tì lên nắp hộp

Sơ đồ nguyên lý như hình vẽ sau:

Hình 5 – 5 Sơ đồ nguyên lý cố định trục.

2.3 Bôi trơn ổ lăn.

- Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc bánh răng nhỏ hơn 4 ÷ 5 m/s, nênkhông dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ

- Đối với cả ba trục, có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ từ 60 ÷ 1000C và vậntốc nhỏ hơn 1500 vòng/ phút (bảng 8 – 28/t.198-[1])

- Lượng mỡ chưa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ Để mỡ không chảy ra ngoài và ngănkhông cho dầu rơi vào bộ phận ổ, ta nên làm vòng chắn dầu

2.4 Che kín ổ lăn.

- Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bậm và các tạp chất vào ổ,cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất

- Kích thước vòng phớt:

tương đối của các chi tiết và bộ phận máy, trực tiếp tiếp nhận tải trọng do các chi tiếttruyền đến, chứa dầu bôi trơn đến các bộ truyền trong hộp giảm tốc, bảo vệ các chi tiếtmáy.

- Chỉ tiêu cơ bản đặt ra khi chế tạo hộp giảm tốc khối lượng nhỏ, độ cứng cao, dễ gia công đúc, kích thước gọn, độ cứng cao và giá thành hạ.

- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: gang xám GX15 – 32

- Phương pháp chế tạo: phương pháp đúc

- Kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc theo bảng 10 – 9 (t.268-[1]):

Khoảng cách trục A = 291 mm

- Chiều dài thành thân hộp: δ = 0,025.A + 3mm; δ = 10 mm

- Chiều dày thành nắp hộp: δ1 = 0,02.A + 3mm; δ1 = 9 mm

- Chiều dày mặt bích dưới của thân: b = 1,5.δ; b = 16 mm

- Chiều dày mặt bích trên của nắp: b1 = 1,5.δ1; b1 = 14 mm

- Chiều dày đế hộp không có phần lồi: p = 2,35.δ; p = 24 mm

- Chiều dày gân ở thân hộp: m = (0,85 ÷ 1).δ; m = 10 mm

- Chiều dày gân ở nắp hộp: m1 = (0,85 ÷ 1).δ1; m1 = 9 mm

- Đường kính bu lông nền: dn = 0,036.A + 12mm; dn = 23 mm

- Số lượng bu lông nền: n =

Trong đó: + L là chiều dài hộp, lấy sơ bộ 850 mm;

+ B là chiều rộng hộp, lấy sơ bộ 250 mm

=> n = = 5,5 Lấy n = 6

II Cấu tạo của bánh răng.

- Các thông số của bánh răng: đường kính, chiều rộng, modul, số răng,… Được xácđịnh khi tính sức bền của bộ truyền Dưới đây chỉ xem xét các vấn đề liên quan đếncấu tạo của chúng

- Bánh răng đều có ba phần: vành răng, mayo và đĩa hoặc nan hoa để nối liền vànhrăng và mayo:

+ Vành răng chịu tải trọng trực tiếp

do răng truyền đến, vì vậy cần đủ bền

Mặt khác vành răng cần đủ dẻo để có thể

biến dạng một ít dưới tác động của tải

trọng và nhờ đó tải trọng phân bố đều

theo chiều dài răng;

+ Mayo lắp vào trục và truyền

momen xoắn từ trục đến bánh răng và

ngược lại

+ Để vị trí bánh răng trên trục không

bị sai lệch và chiều dài mayo lớn hơn

chiều dài then, ta lấy chiều dài mayo là:

lm = 1,4.d ( d là đường kính trục gắn

bánh răng) Mayo cần đủ cứng và đủ

bền, đường kính ngoài của mayo là dm =

- Ta chọn bánh răng trụ đúc với các thông số như sau:

+ Đường kính trong lắp vào trục: d;

+ Đường kính ngoài của mayo: Dm;

+ Chiều dài mayo: lm = (1,2 ÷ 1,5)

III Những chi tiết máy khác của vỏ hộp.

1 Vòng móc, miếng đệm.

- Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ta lắp các bu lông vòng trên nắp máy hoặclàm vòng móc Vòng móc có thể làm trên nắp hoặc trên thân hộp Đường kính d vàchiều dày s của vòng móc chọn:

d = s = 3.δ = 3.10 = 30 mm

- Miếng đệm dày 1 mm, rộng 1 mm, d phụ thuộc vào đường kính bu lông trên hộp.Theo bảng 10 – 11a/(t.275-[1]) cho phép ta chọn kích thước bu lông vòng theo khốilượng hộp giảm tốc đã chọn sơ bộ ở bảng 10 – 11b/(t.276-[1]) (đơn vị: mm)