ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HTĐ CƠ KHÍ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG NÓN ...

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHUNG.

1.1. Tính chọn động cơ.

1.1.1 Loại động cơ:

1.1.2 Các yêu cầu đối với động cơ:

1.1.3 Tính toán:. 

1.1.4 Lựa chọn động cơ:.

1.2. Kiểm nghiệm động cơ.

1.3. Phân phối tỉ số truyền.

1.4. Số vòng quay trong một phút của các trục.

1.5. Công suất trên các trục

1.6. Mômen trên các trục

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG CẤP NHANH 

2.1. Chọn vật liệu.

2.2. Xác định ứng suất cho phép.

2.2.1. Bánh răng nhỏ.

2.2.2. Bánh răng lớn.

2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

2.3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

2.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức (6.52a).

2.4. Xác định các thông số ăn khớp.

2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

2.5.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

2.5.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

2.5.3. Kiểm nghiệm về độ bền tải.

2.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG CẤP TRUNG GIAN 

3.1. Chọn vật liệu.

3.2. Xác định ứng suất cho phép.

3.2.1. Bánh răng nhỏ.

3.2.2. Bánh răng lớn.

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

3.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

3.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

3.4. Xác định các thông số ăn khớp.

3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

3.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

3.5.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

3.5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tải.

3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG THẲNG CẤP CHẬM.

4.1. Chọn vật liệu.

4.2. Xác định ứng suất cho phép.

4.2.1. Bánh răng nhỏ.

4.2.2. Bánh răng lớn.

4.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

4.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

4.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

4.4. Xác định các thông số ăn khớp.

4.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

4.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

4.5.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

4.5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tải.

4.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG XÍCH TẢI

5.1. Chọn loại xích.

5.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

5.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.

5.4. Đường kính đĩa xích.

5.5. Xác định lực tác dụng lên trục.

5.6. Các thông số của bộ truyền xích.

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ TRỤC.

6.1. Chọn khớp nối.

6.1.1.Tính chọn khớp nối.

6.1.2. Lực từ khớp nối tác dụng lên trục.

6.2. Tính trục.

6.2.1. Chọn vật liệu.

6.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục.

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

6.2.4. Xác định các lực tác dụng lên trục.

6.2.5. Tính các phản lực tại các ổ và vẽ biểu đồ mômen:.

6.2.6. Xác định đường kính các đoạn trục.

6.2.7. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ cứng.

6.2.8. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

CHƯƠNG 7: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ.

7.1. Tính toán chọn ổ cho trục 1.

7.2. Tính toán chọn ổ cho trục 2.

7.3. Tính toán chọn ổ cho trục 3.

7.4. Tính toán chọn ổ cho trục 4.

CHƯƠNG 8: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC CỦA HỘP GIẢM TỐC.

8.1. Vỏ hộp.

8.2. Nắp ổ.

8.3. Chân đế.

8.4. Cửa thăm, nút thông hơi và que thăm dầu.

8.5. Nút tháo dầu.

8.6. Chốt định vị côn, vòng phớt, vòng chắn mỡ.

CHƯƠNG 9: BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH.

9.1. Bôi trơn hộp giảm tốc.

9.2. Điều chỉnh.

9.3. Đánh giá chỉ tiêu kinh tế.

9.4. Một số yêu cầu khi sử dụng.

CHƯƠNG 10: DUNG SAI, LẮP GHÉP.

10.1. Chọn kiểu lắp.

10.2. Sai lệch giới hạn của chiều rộng và chiều sâu rãnh then.

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

LỜI NÓI ĐẦU

     Chi Tiết Máy là một môn học cơ sở quan trong cho bất kì kỹ sư cơ kí nào. Chi Tiết Máy trang bị cho người học viên những tri thức cơ bản cần thiết cho công việc thiết kế, khai thác các thiết bị máy móc, phục vụ cho công cuộc xây dựng đất nước.

Muốn học tốt môn Chi Tiết Máy, mỗi người học viên phải hoàn thành  tốt Đồ án môn học. Vì đây là thước đo đánh giá sự nắm vấn đề cảu học viên và hình thành cho họ phương pháp , qui trình để làm ra một máy mới mà những giờ lý thuyết chưa đáp ứng được.

     Làm đồ án Chi Tiết Máy đã giúp cho bản thân tôi nhận thức đúng đắn những khó khăn mà một người kỹ sư phải khắc phục, tập cho tính cẩn thận và phương pháp tiếp cận vấn đề cũng như cách thức làm việc khoa học để đạt được hiệu quả. Đây là bài tập đầu tiên làm nền tản cho đồ án tốt nghiệp. Vì vây tôi đã cố gắng để làm tốt và hoàn thành đúng thời gian qui định.

     Lần đầu với một bài tập lớn chắc chắn không thể tránh khỏi thiếu sót khiếm khuyết. Tôi rất mong sự đóng góp bổ xung của thầy cô và bạn bè để tôi có thể khắc phục nhưng sai lầm mà bản thân không nhận ra. 

                                                           TPHCM, ngày …tháng…năm 20…

                                                                  Sinh viên thực hiện

                                                                  …………

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHUNG

1.1. Tính chọn động cơ.

1.1.1 Loại động cơ:

Động cơ được chọn là loại động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha roto lồng sóc do kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện, hiệu suất và công suất phù hợp với sự làm việc của hệ thống...

1.1.2 Các yêu cầu đối với động cơ:

· Mômen mở máy của động cơ phải thắng được mômen cản ban đầu của phụ tải.

                             Tmm Tcản

· Khi động cơ làm việc quá  tải thì nhiệt độ phát ra vẫn không quá nhiệt độ cho phép, trục động cơ vẫn làm việc ổn định.

1.1.3 Tính toán:

 Với P1, P2, P3 và t1, t2, t3 là các công suất và thời gian làm việc tương ứng với các chế độ làm việc mở máy, bình thường và non tải.

Theo sơ đồ tải trọng, ta có P1 không tính đến vì thời gian khởi động nhỏ không đáng kể; P3=0,8P2; t1»0, t2=70%, t3=30%. Công suất khi làm việc ở chế độ bình ổn là: P2= 14,5 (kW)

                          Pt = 13,695 (kW)

· Do đó công suất cần thiết của động cơ:

Pct=Pt/h  (kW)  

Trong đó:

- Pct  là công suất cần thiết trên trục động cơ.

- Pt  là công suất tính toán trên trục máy công tác.

- h  là hiệu suất truyền động.

Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp  nối.hxính..

Trong đó: - m  là số cặp ổ lăn (m = 4).

                 - k  là số cặp bánh răng (k = 3).

Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau: hôl= 0,99; hbr= 0,97; hk = 1; hx= 0,95.

Þ h = 0,994. 0,973. 1. 0,95= 0,8329.

 Pct = 13,695/0,8329 =  16,44 (kW)

 u =2,2.28=61,6

nsb =38.61,6= 2340,8 (v/ph)

1.1.4 Lựa chọn động cơ:

Dựa vào các số liệu vừa tính toán, tra bảng P1.3 ta chọn động cơ số hiệu 4A160M2Y3 có các thông số như sau :

· Đường kính trục động cơ : D      =  42 (mm)

· Số vòng quay đồng bộ      : nđbô    =  3000 (v/ph)

· Công suất định mức          : Pđm   =  18,5 (kW)

· Số vòng quay định mức    :  nđm    =  2930 (v/ph)

· Hệ số công suất                 : cosj =  0,92

· Hiệu suất động cơ             : hđcơ    =  88,5%

· Tỷ số                                 :   =  2,2

· Tỷ số                                 :    =  1,4

1.2. Kiểm nghiệm động cơ.

Theo các điều kiện chọn động cơ, ta thấy :

· Pdc > Pct                            : Thỏa ( 18,5 kW > 16,44 kW)

· Tmm/T= 1,2 < Tk/Tdn= 1,4 : Thỏa

1.3. Phân phối tỉ số truyền.

Ta có tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống: u=  =  = 77,1

Ta có thể chọn tỷ số truyền cụ thể như sau :

· uh = 28  ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

· ux =  =  = 2,75 (Thõa trị số trong bảng 2.4 thiết kế T1, tr 21 )

· u1 = 3,94  (cấp nhanh) ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

· u2 = 3,07  (cấp trung gian) ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

· u3 = 2,31  (cấp chậm) ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

1.4. Số vòng quay trong một phút của các trục.

· Trục 1: n1 = ndc = 2930 (v/ph)

· Trục 2: n2 =   =   =  743,655 (v/ph)

· Trục 3: n3 =   =   =  242,233 (v/ph)

· Trục 4: n4 =   =   =  104,863 (v/ph)

· Trục công tác 5: n5 =   =   =  38,132 (v/ph) (sai số n5 NFO=4.106 do đó    KFL1=1

= .KFC.KFL1 = 257,1 MPa

2.2.2. Bánh răng lớn.

Chọn HB2= 230 , suy ra:

          NHO2= 30.2302,4= 1,39. 107

          = 2HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

NFE2= = =232.106

Vì NHE2>NHO2= 1,39. 107 do đó    KHL2=1

 481,8 MPa

            = 1,8.230=414 MPa

NFE2=60c =60.1.2930/3,94.24000.(16.0,7+0,86.0,3)=834.106 Vì NFE2>NFO=4.106 do đó    KFL2=1

  = .KFC.KFL2 = 236,57 MPa

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy: = =481,8 MPa

2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

=2,8 =2,8.450=1260 MPa

=0,8 =0,8.580=464 MPa

=0,8 =0,8.450=360 MPa

2.3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

2.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức (6.52a).

Re=KR

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép  KR=0,5.Kd=0,5.100=50 Mpa1/3, chọn Kbe=0,25 (vì u>3), theo bảng 6.21 tr 113 [I]:

Kbeu/(2- Kbe)=0,25.3,94/(2-0,25)=0,563,

Trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 tra được =1,13; T1=56,743 (Nm)=56743 Nmm. Do đó:

Re=50

Re=146,42 mm .

2.4. Xác định các thông số ăn khớp.

·        Số răng bánh nhỏ:

=2Re/ =2. 146,42/ =72 mm, do đó tra bảng 6.22 tr 114 [I] được z1p= 17. Với HB 5 m/s  Zv=1; Ra= 2,5…1,25    ZR=0,95; da[ ] =458 MPa, nhưng chênh lệch không quá 4%, do dó có thể tăng chiều rộng vành răng: b= KbeRe( [ ])2=36,75.(476/458)2=39,7. Lấy b=45 mm.

2.5.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

Theo (6.65) tr 116 [I]:

          =2T­1KF YF1/(0,85bmtmdm1)

Với Kbe=45/147=0,306, tỉ số Kbeu/(2- Kbe)=0,306.3,93/(2-0,306)=0,71 tra bảng 6.21 [I] được =1,35.

Theo (6.64) [I]:

  = gov

     =0,016.38.9,8 =53,3

Trong đó: =0,016 (bảng 6.15), go= 38 (bảng 6.16).

Do đó:

KFv=1+ b /(2T1 )

=1+53,3.45. /(2.56743.1,35.1)=1,9988

Do đó:

          KF= =1,35.1.1,9988=2,698

Với răng thẳng: =1; với =1,74, =1/1,74=0,575;

Với zv1=z1/cos =29/cos14,27 =29,923; zv2=z2/cos =114/cos75,73 =462,49;

x1=0,33; x2= -0,33, tra bảng 6.18 được =3,54 ;  = 3,63.

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.65):

          =2T­1KF YF1/(0,85bmtmdm1)

                =2.56743. 2,698. 0,575.1. 3,54/(0,85.45.2,2.63,8)=116,1 MPa

          = / =116,1.3,63/3,54=119,05 MPa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

2.5.3. Kiểm nghiệm về độ bền tải.

Theo (6.48) [I] với Kqt=1,2:

          = / = 476/ =434,53 MPa < =1260 MPa

Theo (6.49) [I]:

          = . Kqt=116,1.1,2=139,32 MPa< =464 MPa

                   = . Kqt=119,05.1,2=142,86 MPa< =360 MPa

Như vậy điều kiện quá tải được đảm bảo.

2.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Thông số	Kí hiệu	Giá trị
Chiều dài côn ngoài	Re	147 mm
Môđun vòng ngoài	mte	2,5 mm
Chiều rộng vành răng	bw	45 mm
Tỉ số truyền thực tế	um	3,93
Góc nghiêng của răng		0
Số răng bánh răng	z1	29
	z2	114
Hệ số dịch chỉnh chiều cao	x1	0,33
	x2	-0,33
Đường kính chia ngoài	de1= mte. z1	72,5 mm
	de2= mte. z2	285 mm
Góc côn chia		14 16’21’’
		75 43’38’’
Chiều cao răng ngoài	he	5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài	hae1	3,368 mm
	hae2	1,632 mm
Chiều cao chân răng ngoài	hfe1	2,132 mm
	hfe2	3,868 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài	dae1	79,03 mm
	dae2	285,8 mm

         

 

 

 

 

 

 

 

 

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG CẤP TRUNG GIAN

3.1. Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 3 cấp bánh răng như nhau.

          Cụ thể theo bảng 6.1 thiết kế T1, tr 92 chọn:

          Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  = 850 MPa,  = 580 Mpa.

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  = 750 MPa,  = 450 Mpa.

3.2. Xác định ứng suất cho phép.

Công thức tính ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

          = .ZR.ZV.KxH.KHL       (công thức (6.1) tr91 [I])

          = .YR.YS.KxF. KFC.KFL          (công thức (6.2) tr91 [I])

Trong đó:

·        ZR -  Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với Ra=10..40 mm ZR =  0,9.

·        Zv  -  Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với HB < 350 thì ZV = 0,85v0,1 .

·        KxH - Hệ số  xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Với da ≤ 700 nên KxH = 1.

·        YR  - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng:YR = 1.

·        YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất:

YS=1,08 – 0,0695 ln(m) (m là modun).

·        KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn. Với da ≤ 400 thì KxF = 1.

Trong bước tính sơ bộ lấy = 1 và =1

·        ,  là ứng suất tiếp xúc, ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

·        KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tải, đặc tải 1 phía KFC = 1.

·        SH , SF  Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Bảng 6.2 tr94 [I] ta có : = 2HB + 70

        =  1,8 HB

                                          SH          = 1,1

     SF      = 1,75

·        KHL, KFL- Hệ số tuổi thọ khi xét ảnh hưởng của chế độ tải và thời hạn phục vụ của bộ truyền.

KHL =                            (Công thức 6.3 tr93 [I])

KFL  =                      (Công thức 6.4 tr93 [I])

Trong đó :

 . mH, mF Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. mF =6, mH=6 với HB NHO1= 1,6. 107 do đó    KHL1=1

= .ZR.ZV.KxH.KHL1= .KHL1=  518,2 MPa

            =  1,8 HB = 1,8.250=450 MPa

NFE1=60c

        =60.1.743,655/3,07.24000.(16.0,7+0,86.0,3)=297,75.106 Vì NFE1>NFO=4.106 do đó    KFL1=1

= .YR.YS.KxF. KFC.KFL1 = 257,1 MPa

3.2.2. Bánh răng lớn.

Chọn HB2= 230 , suy ra:

          NHO2= 30.  =30.2302,4= 1,39. 107

           = 2HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

NHE2= = =96,99.106

Vì NHE2>NHO2= 1,39. 107 do đó    KHL2=1

= .ZR.ZV.KxH.KHL1  481,8 MPa

            =1,8.HB= 1,8.230=414 MPa

NFE2=60c

        =60.1.743,655/3,07.24000.(16.0,7+0,86.0,3)=297,75.106 Vì NFE2>NFO=4.106 do đó    KFL2=1

= .KFC.KFL2= 236,57 MPa

Do đó:

          [ ]=(  + )/2=(518,2+481,8)/2=500 MPa

          257,1 MPa

          =236,57 MPa

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

=2,8 =2,8.450=1260 MPa

=0,8 =0,8.580=464 MPa

=0,8 =0,8.450=360 MPa

3.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

3.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Theo (6.15a) [I]:

          aw2=Ka(u2+1)

          aw2=43(3,07+1) = 174,876 mm

Trong đó: Theo bảng (6.6) [I] chọn =0,3; với răng nghiêng Ka=43; theo (6.16) [I] =0,5 (u+1)=0,5.0,3(3,07+1)=0,61, do đó theo bảng (6.7) [I] =1,07 (sơ đồ 3); T2= 214,692 Nm=214692 Nmm.

Lấy aw2=175 mm.

3.4. Xác định các thông số ăn khớp.

Theo (6.17) [I] m=(0,01 0,02)aw2=(0,01 0,02) 175=1,75 3,5 mm.

Theo bảng (6.8) [I] chọn môđun pháp m=2,5.

Chọn sơ bộ =10 , do đó cos =0,9848, theo (6.31) [I] số răng bánh nhỏ:

          z1=2aw2 cos /[m(u+1)]=2.175.0,9848/[2,5(3,07+1)]=33,875

          Lấy z1=33.

Số răng bánh lớn:

          z2=u z1=3,07.33=101,31

          Lấy z2=102.

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:  um=102/33=3,09.

          cos =m(z1+ z2)/(2aw2)=2,5(33+102)/(2.175)=0,9643

Suy ra =15,356 =15 21’21’’.

3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

3.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo (6.33) [I], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

          =ZMZH

Theo bảng (6.5) [I] , ZM=274 MPa1/3;

Theo (6.35) [I] :

tg =cos tg

        =cos(20,679).tg(15,356)=0,257

Với = =arctg(tg / cos )= arctg(tg /0,9643)=20,679.

Do đó theo (6.34) [I] :

          ZH=

               = =1,712

Theo (6.37) [I] , =bwsin /( m)=0,3.175sin(15,356)/( .2,5)=1,77

Do đó theo (6.38) [I] , = = =0,769.

          Trong đó theo (6.38b):

          =[1,88-3,2( )] cos =[1,88-3,2( )] 0,9643=1,689.

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

          dw2=2aw2/(um+1)=2.175/(3,09+1)=85,57 mm

Theo (6.40) [I], v= dw2n2/60000= . 85,57 .743,655/60000=3,33 m/s.

Với v= 3,33 m/s theo bảng (6.13) [I] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng (6.14) [I] với cấp chính xác 9 và v