Đồ án thiết kế Hôp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng

Trường Đại Học Bách Khoa Đại Học Đà Nẵng.Người hướng dẫn Nguyễn Hoài Nam. Đặng Phước Vinh.LỜI NÓI ĐẦUTrong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của 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 hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hoài Nam và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.Sinh viên thực hiện. Hồ Văn PhướcMỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU1PHẦN 1. TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN41.1.Chọn động cơ:41.2.Phân phối tỉ số truyền:51.3.Công suất và số vòng quay trên các trục.6PHẦN 2.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN62.1.Bộ truyền đai dẹt.72.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng92.3.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:12PHẦN 3. THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN153.1. Tính trục:153.1.1.Chọn vật liệu:153.1.2.Chọn sơ bộ đường kính trục:163.1.3.Tính gần đúng trục :16TRỤC 117TRỤC 220TRỤC 3243.1.4.Kiểm tra hệ số an toàn :25TRỤC 126TRỤC 227TRỤC 3283.2. Tính then :29TRỤC 129TRỤC 230TRỤC 330PHẦN 4. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC314.1.Tính chọn ổ lăn31TRỤC 131TRỤC 233TRỤC 3344.2.Chọn kiểu lắp ổ lăn :354.3.Cố định trục theo phương dọc trục:354.4.Bôi trơn ổ lăn:354.5.Che kín ổ lăn:36PHẦN 5. TÍNH CHỌN NỐI TRỤC36PHẦN 6. CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC37PHẦN 7. BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC387.1.Bôi trơn hộp giảm tốc :387.2. Che kín hộp giảm tốc:38PHẦN 8. LỰA CHỌN KIỂU LẮP CHO CÁC MỐI GHÉP39Tài Liệu Tham Khảo :40THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ CẤU NÂNGThiêt kế hộp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình 1 Số liệu thiết kế:Lực kéo cáp: P = 4000 NVận tốc kéo cáp : V = 1,2 msĐường kính tang : D = 340 mmĐặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ.Thời gian phục vụ, T= 5,5 năm Một năm làm việc 310 ngày, 1 ngày làm việc 18 giờ.Làm việc hai chiều.PHẦN 1. TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀNChọn động cơ:Ta có số liệu ban đầu :P = 4000 NV = 1,2 msD = 340 mm Công suất trên trục công tác: Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên công suất trên tải ta cần xác định công suất đẳng trị:Ntang=Nđt = (M_đt.n_tang)9550 (kW)Với Mđt : là momen đẳng trị (N.m)ntang: số vòng quay của trục tang trên trục công tác.Tính Mđt :Mdt = √(∑_(k=1 )n▒〖M_k2 t_k 〗)(∑_(k=1)n▒t_k ) = √((1,3M)2.130+M2.15+〖(0,3M)〗2.10)30 M là momen trên tang: M= P.R= 4000.170 .103= 680 N.m => Mđt ≈ 90,54 N.mTốc độ quay trên trục công tác:ntang = (60.1000.V)(π.D) = (60.1000.1,2)(3,14.340) = 67,44 vòng phút=> Ndt = 1,47 kWHiệu suất chung :η = η1.η2.η3.η4.η5Với :η1 = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai dẹt để hở =0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón =0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng che kín =0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn η5 = 1 Hiệu suất khớp nối. η = η1.η2.η3.η44.η5 = 0,95.0,95.0,95.0,994.1 ≈ 0,824Công suất cần thiết trên trục động cơ :Nct = Ntangη = 1,47 0,824 ≈ 1,78 (kW). Chọn tỉ số truyền sơ bộ : usb = ungoai. uhop = udai .ubr = 2.10= 20 Số vòng quay đồng bộ của động cơ: nsb = n.usb= 67,44.20= 1348,8 vgph Động cơ được chọn phải thõa mãn:{█(P_đc≥P_ctn_đc≈n_sb )┤Tra phụ lục trong sách:”Thiết kế chi tiết máy” ta chọn được động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2(ẠOJI2)124 có : {█(Pđc = 0,8 kWn = 1350 vgphT_mmT_dm =1,8)┤ Phân phối tỉ số truyền:Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:Tỉ số truyền chung: u= n_dcn_tang = 1350(67,44)= 20Tỉ số truyền uh: uh= un.uc= 1,3.uc2 = uu_d = 202=10Tỉ số truyền uc¬= 2,77 => un= 3,61Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: ut= ud.un.uc = 2.2,77. 3,61= 19,9994∆u =(uu_t)u. 100%= (20 19,9994)20 100%=0,003 V1= (3,14.100.1350)(60.1000)= 7,065msTa thấy v1 thỏa mãn Tính chiều dài đai L: L = 2A + π2.(D_2+D_1 )+(D_2D_1 )24A= 3,142( 2.818+ 200+100)+ (200100)24.818=2110 mm Góc ôm trên bánh đai: α1= 180º (D_2D_1)A. 57º= 180º (200100)818. 57º = 173ºKiểm tra điều kiện: α1 = 173º ≥150º Xác định tiết diện đai: Đề hạn chế ứng suất uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số δD_1 (=140)=> δ=D_1. 140= 100.140 = 2,5 mmsao cho:δD_1 ≤δD_1 _maxDựa theo bảng 53 ta chọn trị số δ = 3 mm.Xác định chiều rộng của đai để tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai: b ≥N(v.δ.C_p _0 C_t.C_α.C_v.C_b )=(1000.0,78)(7,065. 3 .2,17 .0,5.1.1,03.1) = 33 mmDựa vào bảng 54 chọn b = 30 mm.Định chiều rộng B của bánh đai:Chiều rộng B của bánh đai được chọn theo chiều rộng b của đai, có thể tra bảng 5 10 hoặc tính theo công thức:B = 1,1b + (10÷15) mmTa chọn B = 40 mm Điều kiện chọn B phải thỏa mãn:B≤ D1 và 6 ≤D_1B=10040≤ 12Tính lực căng và lực tác dụng lên trục: Lực căng S0 tính theo công thức:S0 = σ_0.δ.b = 1,8. 3. 30 = 162 NLực tác dụng lên trục :R = 3 S0 .sinα_12 = 3 . 162. Sin1732= 485 NThiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳngChọn vật liệu và chế độ nhiệt luyệnBánh răng nhỏDo không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 50 thường hóa ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ 210 HBδ_b= 620 Nmm2; δ_ch=320 Nmm2Bánh răng lớnCơ tính thép 45 thường hóa, độ cứng HB = 200 MPa δ_b= 600 Nmm2; δ_ch=300 Nmm2Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.Ứng suất tiếp xúc cho phépSố chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (34):N2 = 60.u.∑▒〖((M¬_i)(Mmax ))2.n_2.T_i=60.〗1. (11032811000)2 .187.5,5.310.18= 30,4.〖10〗7 >〖N_0= 10〗7=> chọn kN = 1.Trong đó n2 = n_1i = 675(3,61) = 187 vgphĐương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ N1 = i. N2 = 3.61 . 30,4.〖10〗7 = 110.〖10〗7>〖N_0= 10〗7Do đó đối với cả hai bánh kN = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 39) : Bánh nhỏ : σ_tx1= σ_Notx.k_N= 2,6 . 210 = 546 Nmm2Bánh lớn : σ_tx2= σ_Notx.k_N= 2,6 . 200 = 520 Nmm2Lấy trị số nhỏ : σ_tx= 520 để tính toán.Ứng suất uốn cho phép: Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : σ_u= σ_(1)(n.K_σ ) k_N Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập trung ứng suất Kσ = 1,8 Giới hạn mỏi của thép 50 : σ_(1)= 0,43. 620 =266,6 Nmm2Giới hạn mỏi của thép 45 : σ_(1)= 0,43. 600 =258 Nmm2Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : σ_u1 =(266,6)(1,5.1,8)=98,74 Nmm2Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : σ_u2 =258(1,5.1,8)=96 Nmm2Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : Ψ_L=bL=0,3Chiều dài nón : L≥√(〖3,61〗2+1) .√(3〖1,05.10〗6((10,5.0,3).3,61.520)2.(1,4.1,73)(0,85.0,3.187) ) ≈78,7mmTính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.Vận tốc vòng công thức (318)v = (2.3,14.78,7 .(10,5.0,3)675)(60.1000.√(〖3,61〗2+1)) ≈1,3 msVận tốc này có thể chọn cấp chính xác 9Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón LVì các bánh răng có độ rắn HB chọn Z_1=23 Bánh lớn : Z2 = 3,61 . 27 = 83,03 => chọn Z2 = 83Tính chính xác chiều dài nón ( công thức tỏng bảng 35) : L = 0,5 . 2√(〖23〗2+〖83〗2 )=86,13 mm chọn L = 87 mm Chiều rộng bánh răng : b = 0,3 . 86 = 25,8 mm. Chọn b = 26 mmMôđun trung bình bánh 1 : mtb1 = √(3(19,1 . 〖10〗6 .1,711 .0,78)(0,85 .0,451 . 23. 1,5. 10. 98,74)) = 12,5 mmMôđun trung bình bánh 2 : mtb2 = √(3(19,1 . 〖10〗6 .1,711 .0,78)(0,85 .0,517 . 83 . 1,5. 10. 96)) = 7,86 mm Kiểm nghiệm sức bền uốn của răngGóc mặt non lăn bánh nhỏ tính theo ông thức trong bảng 35:tgϕ_i=1(3,61) = 0,277 => ϕ_1=15º29 Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = 28(cos⁡(15º〖29〗)) = 29Góc mặt nón lăn bánh lớn : tagϕ_2=i=3,61 => ϕ_2=74º31Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd1 = 98(cos⁡(74º31))= 367 Theo bảng 318 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:Bánh nhỏ : y1 = 0,451Bánh lớn : y2 = 0,517Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :σ_u1 =(〖19,1.10〗6 . 1,711 .0,78)(0,85 .0,451 〖.11,7〗2 .23 .675 . 26) = 1,2 Nmm2 ≤ σ_u1 = 98,74 Nmm2Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :σ_u2= σ_u1.y_1y_2 =1.(0,451)(0,517)= 1 Nmm2 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắnỨng suất tiếp xúc cho phép Bánh nhỏ : 〖σ〗_txqt1= 2,5 . 546 = 1365 Nmm2Bánh lớn : 〖σ〗_txqt2= 2,5 . 520 = 1300 Nmm2Ứng suất uốn cho phép:Bánh nhỏ : 〖σ〗_uqt1= 0,8 . 320 = 256 Nmm2Bánh lớn : 〖σ〗_uqt2= 0,8 . 300 = 240 Nmm2Cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có 〖σ〗_txqt nhỏ hơn: σ_txqt = (1,05 . 〖10〗6)((86 0,5 .26).3,61 ).√(((3,61+1 )(32). 1,711. 1,73. 2.2)(0,85 .26 . 187))=323 N(mm2 )〖N_0= 10〗7=> chọn kN = 1. Trong đó n2 = n_1i = 187(2,77) = 67,5 vgphĐương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ N1 = i. N2 = 2,77 . 11.〖10〗7 = 30,47 .〖10〗7>〖N_0= 10〗7Do đó đối với cả hai bánh kN = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 39) : Bánh nhỏ : σ_tx1= σ_Notx.k_N= 2,6 . 210 = 546 Nmm2Bánh lớn : σ_tx2= σ_Notx.k_N= 2,6 . 200 = 520 Nmm2Lấy trị số nhỏ : σ_tx= 520 để tính toán.Ứng suất uốn cho phép: Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : σ_u= σ_(1)(n.K_σ ) k_NLấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập trung ứng suất Kσ = 1,8 Giới hạn mỏi của thép 50 : σ_(1)= 0,43. 620 = 266,6 Nmm2Giới hạn mỏi của thép 45 : σ_(1)= 0,43. 600 = 258 Nmm2Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : σ_u1 = (266,6)(1,5.1,8)= 98,74 Nmm2Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : σ_u2 = 258( 1,5.1,8) = 96 Nmm2Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : Ψ_A=bA=0,3Khoảng cách trục : A ≥(2,77+1) .√(3〖1,05.10〗6(520 .2,77)2.(1,4.1,69)(0,3. 67,5) )≈110,75 mm Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.Vận tốc vòng công thức (317)v = (2 . 3,14 .120 .187 )(60.100.( 2,77+1)) ≈6,23 msVận tốc này có thể chọn cấp chính xác 8Định chính xác hệ số tải trọng KVì các bánh răng có độ rắn HB chọn A = 200 mmXác định môđun và số răng.Môđun mn = 0,02. 130 = 2,6 mm theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp mn = 2,5 mm Số răng : Bánh nhỏ: Z1 = (2 . 120)(2,5 (2,77+1))=25,5=>chọn Z_1=26 Bánh lớn : Z2 = 2,77 . 26 = 72,02 => chọn Z2 = 72Chiều rông bánh răng : b = 0,3 . 130 = 39 mm. Chọn b = 40 mmMôđun trung bình bánh 1 : mtb1 = √(3(19,1 . 〖10〗6 .1,711 .1,69)(0,85 .0,451 . 28. 1,5. 10. 98,74)) = 11,2 mm Môđun trung bình bánh 2 : mtb2 = √(3(19,1 . 〖10〗6 .1,711 .0,69)(0,85 .0,517 . 98. 1,5. 10. 96)) = 7,14 mmKiểm nghiệm sức bền uốn của răngSố răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = Z = 26Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd2 = Z = 72Theo bảng 318 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:Bánh nhỏ : y1 = 0,429Bánh lớn: y2 = 0,511Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :σ_u1=(〖19,1.10〗6 . 1,829 .0,69)(0,429 .2,52 .26 .187 .40 ) = 46 Nmm2 ≤ σ_u1 =98,74 Nmm2Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :σ_u2= σ_u1.y_1y_2 =46 .(0,429)(0,511) =38,6 Nmm2Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắnỨng suất tiếp xúc cho phép Bánh nhỏ : 〖σ〗_txqt1= 2,5 . 546 = 1365 Nmm2Bánh lớn : 〖σ〗_txqt2= 2,5 . 520 = 1300 Nmm2Ứng suất uốn cho phép:Bánh nhỏ : 〖σ〗_uqt1= 0,8 . 320 = 256 Nmm2Bánh lớn : 〖σ〗_uqt2= 0,8 . 300 = 240 Nmm2Cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có 〖σ〗_txqt nhỏ hơn: σ_txqt = (1,05 . 〖10〗6)(130 .2,77 ).√(((2,77+1 )3. 1,829. 1,69 .2,2)(40. 67,5)) =684,5 N(mm2 )d_a43Do bánh răng thứu 2 có h2 = 2,25.m = và mức dầu cao nhất không ngập quá 13 bánh răng h2 để giảm lực cản do dầu bôi trơn gây nên. Nên điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:(d_4d_2 )d_4 ≤16Do đó hộp giảm tốc thõa yêu cầu về điều kiện bôi trơn.PHẦN 3. THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN3.1. Tính trục: Chọn vật liệu:Vì đây là trục của hộp giảm tốc nên ta chọn vật liệu làm trục là thép C45,chế độ nhiệt luyện là tôi cải thiện. Chọn sơ bộ đường kính trục:d_k= √(3(M_x )(0,2.τ_x )) ( Trang 114_1) Giá trị của phụ thuộc vào từng vị trí của trục : trục vào ,trục ra hay trục trung gian d_1= √(3(M_x )(0,2.τ_x ))= √(3110328(0,2.20))= 14 mm Ta chọn d1=18 mmd_2= √(3(M_x )(0,2.τ_x ))= √(3135238(0,2.20 )) = 20,65 mm Ta chọn d2 =30 mmd_3= √(3(M_x )(0,2.τ_x ))= √(3391963(0,2.20 ))= 28 mmTa chọn d3 = 35 mm.Tính gần đúng trục :Xác định các kích thước chiều dài của trục :Khe hở giữa các bánh răng c = 10 mm Khe hở giữa các bánh răng và thành trong của hộp ∆ = 10 mm.Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 = 10 mm.Chiều rộng ổ lăn Bổbi = 19 mm.Khoảng các từ mặt bên của bánh răng đến thành trong của hộp a = 10 mm.Chiều rộng bánh đai Bbđ = 30 mm.Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bbrn = 26 mm, cấp chậm bbrc = 40 mm.Chiều dày nắp ổ l3 = 15 mm.Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của bánh đai l4 = 10 mm.Mô hình hóa hộp giảm tốc : TRỤC 1Tính chiều dài trục : Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn : l = B_bđ2+l_4+l_3+B_obi2=302+10+15+192= 50 mmKhoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nón nhỏ. l’ = (2,5÷3)d = 45÷54 mm. Chọn l’ = 50 mm.Khoảng cách từ BR1 tới ổ lăn còn lại : a + b = B_br22+c+B_br3+a+l_2+B_obi2=262+10+40+10+10+192 = 92,5 mm.Chiều dài trục I : L (I) = l + l’ + a + b = 50 + 50 + 92,5 = 192,5 mm. Các lực tác dụng lên trục : Lực hướng tâm : Frđ = 450 NLực vòng : Ft1 = 77 NLực dọc trục : Fa1 = 27 NLực hướng tâm : Fr1 = 27 N Phản lực ở gối trục :∑▒〖mB_y= F_rđ.lR_cy.l F_r1 (a +b+l)〗+F_a1.d12 =0. R_Cy=383,85 NR_By=F_rđ+R_cy+F_r1=860,85 N∑▒〖m_Bx=R_cx.lF_t1 (a+b+l )=0 〗RCx = 219,45 NRBx = R_cx+F_t1 = 142,45 NMomen uốn ở những tiết diện nguy hiểm :Tiết diện mm :Mu mm = Frđ . l = 450. 50 = 22500 Nmm.Tiết diện n – n :M_(umm)=√(M_uy2+M_ux2 )=√(〖36046,125〗2+〖20299,125〗2 )=41368 Nmm Trong đó : Mux và Muy là momen uốn theo trục x và trục yMuy = Fa1.d_12 + R_Cy.(a +b) = 27. 402 + 383,85. 92,5 = 36046,125 NmmMux = RCx (a +b) = 219,45 . 92,5 = 20299,125 NmmĐường kính trục tại các tiết diện mm và nn : Tại tiết diện mm :d =√(3Mtđ(0,1.(1 β4)σ)) (Công thức 73_Trang 117_1)Trong đó β = d_0d = 0 vì trục không khoét lỗ.Mtđ =√(M_u2+ 〖0,75T〗_12 ) = √(〖22500〗2+〖0,75.110328〗2 ) = 24213 Nmm.d = ∛(Mtđ(0,1.σ)) = ∛(242130,1.50 )= 17 mm.Ứng suất cho phép

Trang 1

Đồ án thiết kế máy GVHD: LÊ HOÀI NAM

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và

có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các

hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của 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 hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một

kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hoài Nam và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp

đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện.

Hồ Văn Phước

Trang 2

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN 1 TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4

1.1 Chọn động cơ: 4

1.2 Phân phối tỉ số truyền: 5

1.3 Công suất và số vòng quay trên các trục 6

PHẦN 2.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 6

2.1 Bộ truyền đai dẹt 7

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng 9

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: 12

PHẦN 3 THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN 15

3.1 Tính trục: 15

3.1.1 Chọn vật liệu: 15

3.1.2 Chọn sơ bộ đường kính trục: 16

3.1.3 Tính gần đúng trục : 16

TRỤC 1 17

TRỤC 2 20

TRỤC 3 24

3.1.4 Kiểm tra hệ số an toàn : 25

TRỤC 1 26

TRỤC 2 27

TRỤC 3 28

3.2 Tính then : 29

TRỤC 1 29

TRỤC 2 30

TRỤC 3 30

PHẦN 4 THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 31

4.1 Tính chọn ổ lăn 31

TRỤC 1 31

TRỤC 2 33

TRỤC 3 34

Trang 3

4.2 Chọn kiểu lắp ổ lăn : 35

4.3 Cố định trục theo phương dọc trục: 35

4.4 Bôi trơn ổ lăn: 35

4.5 Che kín ổ lăn: 36

PHẦN 5 TÍNH CHỌN NỐI TRỤC 36

PHẦN 6 CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 37

PHẦN 7 BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC 38

7.1 Bôi trơn hộp giảm tốc : 38

7.2 Che kín hộp giảm tốc: 38

PHẦN 8 LỰA CHỌN KIỂU LẮP CHO CÁC MỐI GHÉP 39

Tài Liệu Tham Khảo : 40

Trang 4

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ CẤU NÂNG

Thiêt kế hộp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình 1

Trang 5

Số liệu thiết kế:

2 Vận tốc kéo cáp : V = 1,2 m/s

4 Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ

5 Thời gian phục vụ, T= 5,5 năm

Một năm làm việc 310 ngày, 1 ngày làm việc 18 giờ

Trang 6

PHẦN 1 TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ:

Ta có số liệu ban đầu :

P = 4000 N

V = 1,2 m/s

D = 340 mm

1.1.1 Công suất trên trục công tác:

 Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên công suất trên tải ta cần xác định công suất đẳng trị:

M là momen trên tang: M= P.R= 4000.170 10-3= 680 N.m => Mđt ≈ 90,54 N.m

1.1.2 Tốc độ quay trên trục công tác:

ntang = 60.1000 V π D = 60.1000.1,23,14.340 = 67,44 vòng/ phút=> Ndt = 1,47 kW

1.1.3 Hiệu suất chung :

 η = η1.η2.η3.η4.η5

Với :

η1 = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai dẹt để hở

η2 =0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón

η3 =0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng che kín

η4 =0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn

Trang 7

η5 = 1 Hiệu suất khớp nối

η = η1.η2.η3.η44.η5 = 0,95.0,95.0,95.0,994.1 ≈ 0,824

 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Nct = Ntang/η = 1,47 / 0,824 ≈ 1,78 (kW)

1.1.4 Chọn tỉ số truyền sơ bộ : usb = ungoai uhop = udai .ubr = 2.10= 20

1.1.5 Số vòng quay đồng bộ của động cơ: nsb = n.usb= 67,44.20= 1348,8 vg/ph

1.1.6 Động cơ được chọn phải thõa mãn:

1.2 Phân phối tỉ số truyền:

Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

1.2.1 Tỉ số truyền chung: u= n n dc

tang

=135067,44=¿201.2.2 Tỉ số truyền uh: uh= un.uc= 1,3.uc2 = u u

d

=20

2 =¿101.2.3 Tỉ số truyền uc= 2,77 => un= 3,61

1.2.4 Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

ut= ud.un.uc = 2.2,77 3,61= 19,9994

∆u =uưu t

u . 100 %=¿ 20ư19,999420 100 %=0,003<4 % thỏa mãn điều kiện về sai số cho phép

1.3 Công suất và số vòng quay trên các trục.

1.3.1 Công suất trên các trục:

Trang 8

N3= N η tang

4

=0,640,99=¿ 1,65 kW

N2= η N3

3.η4=

0,650,95.0,99=¿ 1,69 kW

N1= η N2

2η4=

1,690,99.0,95=¿ 1,73 kW

Nm¿ N1

η1η4=

1,730,99.0,95=¿1,78 kW

Trang 9

Với : N1: là công suất trên trục dẫn , kW;

n1 : số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn

 Ta có: D1 = (1100÷1300).3

√13500,78= 92 ÷ 108 mmTheo bảng 5-1

Chọn D1= 100 mm theo tiêu chuẩn

 Kiểm nghiệm: Vận tốc quay của bánh đai dẫn:

V1 = π D1 n1

60.1000 ≤(25 ÷ 30)=> V1= 3,14.100.135060.1000 =¿ 7,065m/s

Ta thấy v1 <25 (m/s) nằm trong phạm vi cho phép

 Đường kính bánh đai lớn:

D2 = 1350675 100.(1-0,01) = 198 mm chọn D2 = 200mm

 Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn

n2’ = 0,99 100200. 1350= 702 vg/phSai số vòng quay so với yêu cầu:

∆ n=702−675

675 = 4% thỏa mãnChọn D2 = 200 mm

2.1.3 Tính khoảng cách trục A:

 Sơ bộ chọn khoảng cách trục A theo bảng dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai D2

Trang 10

2110 mm

2.1.5 Góc ôm trên bánh đai:

 α1= 180º - D2−D1

A . 57 º= 180º - 200−100818 57 º = 173º

 Kiểm tra điều kiện: α1 = 173º ≥ 150º

2.1.6 Xác định tiết diện đai:

 Đề hạn chế ứng suất uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số D δ

2.1.7 Định chiều rộng B của bánh đai:

Trang 11

 Chiều rộng B của bánh đai được chọn theo chiều rộng b của đai, có thể tra bảng 5

-10 hoặc tính theo công thức:

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng

2.2.1 Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện

2.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):

N2 = 60.u.∑ ( M❑i

Mmax)2 n2 T i=60.1 (11032811000 )2 187.5,5.310 18=¿30,4.107 >N0=107=> chọn kN = 1

Trong đó n2 = n1

i = 3,61675 = 187 vg/ph

o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

N1 = i N2 = 3.61 30,4.107 = 110.107>N0=107

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1

o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :

Trang 12

Bánh nhỏ : [σ]tx 1=[σ]Notx k N '

=¿ 2,6 210 = 546 N/mm2

Bánh lớn : [σ]tx 2=[σ]Notx k N ' =¿ 2,6 200 = 520 N/mm2

Lấy trị số nhỏ : [σ]tx=¿ 520 để tính toán

 Ứng suất uốn cho phép:

Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : [σ]u= n K σ−1

σ

k N

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập trung ứng suất Kσ = 1,8

Giới hạn mỏi của thép 50 : σ−1=¿0,43 620 =266,6 N/mm2

Giới hạn mỏi của thép 45 : σ−1=¿0,43 600 =258 N/mm2

 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : [σ]u 1 =1,5.1,8266,6 =¿98,74 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : [σ]u 2 =1,5.1,8258 =¿96 N/mm2

2.2.3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

2.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

 Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt =1,36+1

2 =1,18 Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,45

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18 1,45 = 1,711 khác với dự đoán trên là K = 1,4

 Tính lại chiều dài nón L = 80,5 .√3 1,7111,4 = 86 mm

2.2.8 Xác định modun và số răng.

 Môđun ms = 0,02.86 = 1,72 mm theo tiêu chuẩn chọn môđun ngang chọn ms = 2

 Số răng : Bánh nhỏ: Z1 = 2 86

2.√3,612+1 ¿22,9=¿chọn Z1=23 Bánh lớn : Z2 = 3,61 27 = 83,03 => chọn Z2 = 83

 Tính chính xác chiều dài nón ( công thức tỏng bảng 3-5) :

Trang 13

L = 0,5 2√232+832=86,13 mm chọn L = 87 mm Chiều rộng bánh răng : b = 0,3 86 = 25,8 mm Chọn b = 26 mm

 Môđun trung bình bánh 1 : mtb1 = 3

√ 19,1 106.1,711 0,78 0,85 0,451 23 1,5 10.98,74= 12,5 mm

√ 19,1 106.1,711 0,78

0,85 0,517 83 1,5 10 96= 7,86 mm

2.2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

 Góc mặt non lăn bánh nhỏ tính theo ông thức trong bảng 3-5:

tgϕ i= 1

3,61 = 0,277 => ϕ1=15 º 29 '

 Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = 28

cos ⁡(15º 29 ') = 29

 Góc mặt nón lăn bánh lớn : tagϕ2=i=3,61 => ϕ2=74 º 31 '

 Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd1 = co s ⁡(74 º 31 ')98 =¿367

 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

2

Trang 14

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

2.3.1 Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện

Trang 15

2.3.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

o Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1

o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :

Bánh nhỏ : [σ]tx 1=[σ]Notx k N '

=¿ 2,6 210 = 546 N/mm2

Bánh lớn : [σ]tx 2=[σ]Notx k N ' =¿ 2,6 200 = 520 N/mm2

Lấy trị số nhỏ : [σ]tx=¿ 520 để tính toán

 Ứng suất uốn cho phép:

Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : [σ]u= σ−1

n K σ k N

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ

số tập trung ứng suất Kσ = 1,8 Giới hạn mỏi của thép 50 : σ−1=¿0,43 620 = 266,6 N/mm2

Giới hạn mỏi của thép 45 : σ−1=¿0,43 600 = 258 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : [σ]u 1 =1,5.1,8266,6 =¿ 98,74 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : [σ]u 2 =1,5.1,8258 =¿96 N/mm2

2.3.3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

Trang 16

 Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt =1,36+1

2 =1,18 Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,55

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18 1,55 = 1,829 khác với dự đoán trên là K=1,4

 Tính lại khoảng cách trục A = 110,75 3

√ 19,1 106.1,711 1,69 0,85 0,451 28 1,5 10.98,74 = 11,2 mm

√ 19,1 106.1,711 0,69

0,85 0,517 98 1,5.10 96= 7,14 mm

2.3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

 Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = Z = 26

 Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd2 = Z = 72

 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

2

Trang 17

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn của bánh răng

-Yêu cầu của việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc là:

 Mức dầu thấp nhất phải ngập từ 0,75 – 2 lần chiều cao răng h4

 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất là (10…15)mm

 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng thứ 4

 Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì:

Trang 18

và mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 bánh răng h2 để giảm lực cản do dầu bôi trơn gây nên

Nên điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

d4−d2

16

Do đó hộp giảm tốc thõa yêu cầu về điều kiện bôi trơn

Trang 19

Xác định các kích thước chiều dài của trục :

 Khe hở giữa các bánh răng c = 10 mm

 Khe hở giữa các bánh răng và thành trong của hộp ∆ = 10 mm

 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 = 10 mm

 Chiều rộng ổ lăn Bổbi = 19 mm

 Khoảng các từ mặt bên của bánh răng đến thành trong của hộp a = 10 mm

 Chiều rộng bánh đai Bbđ = 30 mm

 Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bbrn = 26 mm, cấp chậm bbrc = 40 mm

 Chiều dày nắp ổ l3 = 15 mm

 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của bánh đai l4 = 10 mm

Trang 20

Mô hình hóa hộp giảm tốc :

 Chiều dài trục I : L (I) = l + l’ + a + b = 50 + 50 + 92,5 = 192,5 mm

 Các lực tác dụng lên trục :

 Lực hướng tâm : Frđ = 450 N

 Lực vòng : Ft1 = 77 N

 Lực dọc trục : Fa1 = 27 N

 Lực hướng tâm : Fr1 = 27 N

Trang 21

Muy = Fa1.d1

2 + R Cy.(a +b) = 27 402 + 383,85 92,5 = 36046,125 Nmm

Trang 22

Mux = RCx (a +b) = 219,45 92,5 = 20299,125 Nmm

 Đường kính trục tại các tiết diện m-m và n-n :

Tại tiết diện m-m :

Trang 23

Frd

Fr1 Fa1

Trang 24

Trang 25

d =3

√0,1.(1−β Mtđ4

)[σ ] (Công thức 7-3_Trang 117_[1])Trong đó β = d0

d = 0 vì trục không khoét lỗ

Mtđ =√M u2+0,75T12 = √395642+0,75.352382 = 49966 Nmm

Trang 27

 Chiều dài trục III L(III) = 150 mm

Trang 28

Biểu đồ mômen:

3.1.4 Kiểm tra hệ số an toàn :

 n = n σ n τ

√n σ2+n2τ ≥ [n] ( Công thức 7-5_trang152_[1])

với [n] thường nằm trong khoảng 1,5 ÷2,5

Với n σ : hệ số an toàn ứng suất pháp

n τ : hệ số an toàn ứng suất tiếp

 Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên chu kỳ ứng suất uốn và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

Trang 29

 Tại tiết diện m-m :

 Ở tiết diện nguy hiểm : W = 785 mm3, W0= 1570 mm3, Mu = 22500 Nmm, Mx=

Trang 30

 Ở tiết diện nguy hiểm d = 25 mm W = 881,5 mm3, W0= 1926,3 mm3, Mu =41368Nmm, Mx= 110328 Nmm.

 Ở tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng nón: d = 30 mm W = 2684 mm3, W0= 5899 mm3,

Trang 31

Trang 32

 Ở tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng trụ : d=40 mm W = 6366 mm3, W0= 13636

Trang 33

o Chiều cao then h = 6 mm

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 3 mm

o Chiều sâu rãnh then trên lỗ t1 = 2,1 mm, k = 2,3 mm

o Chiều dài then l1 =25 mm

 Kiểm tra then :

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 4 mm

Độ bền dập:

σ d = dk l 2 T1

1 = 30 3,5 562.135238 = 11,9 N/mm2 < [𝛔]d = 150 N/mm2

*Độ bền cắt:

Trang 34

o Chiều sâu rãnh then trên trục t= 4,5 mm

Trang 35

Vậy then đủ bền

PHẦN 4 THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 4.1 Tính chọn ổ lăn

Vì trục 1 và trục 2 có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn Trục 3 không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ kkk

TRỤC 1

*Sơ đồ tính toán :

Trang 36

 Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc bánh răng nón- bánh răng trụ Các số liệu cho trước (lấy từ ví dụ về tính trục) : số vòng quay của trục nI = 675

vòng/phút, đường kính ngõng trục d = 20 mm và d = 25 mm thời gian phục vụ

h = 30690 giờ Phản lực ở các gối đỡ Rby = 860,85 N và Rcy = 383,85 N Lực dọc trục : Fa1 = 27 N Lực vòng : Ft1 = 77 N Lực hướng tâm : Fr1 = 27 N Tải trọng tĩnh, nhiệt độ khi làm việc dưới 1000C

Dự kiến chọn loại ổ bi đũa nón đỡ chặn, ký hiệu 7100 có góc β = 200

 C = Q.(n.h)0,3 ≤ Cbảng 8-1_trang 158_[1]

Trong đó : n = 675 v/p Tốc độ của trục 1

h = 18 310 5.5 = 30690, thời gian phục vụ của hộp giảm tốc

Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt, tải trọng tương đương của ổ, theo công thức 8-6_trang 159_[1]

Hệ số m = 1,5 theo bảng 8-2

Kv = 1 vòng trong ổ quay (bảng 8-5)

Kt = 1 tải trọng tĩnh ( bảng 8-3)

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000c (bảng 8-4)

 Lực hướng tâm tại B :

Định dạng
Số trang	44
Dung lượng	388,5 KB
File đính kèm	Mình có Đính kèm thêm bản CAD.rar (280 KB)