Đang tải... (xem toàn văn)
Đây là đồ án môn học chi tiết máy.thiết kế hộp giảm tốc i.MÌnh đã tính toán rất kỹ lưỡng và cụ thể các bạn có thể tham khảo và làm tôt hơn.Nếu bạn nào càn bản vẽ thì gửi mail cho mình mình sẽ gui cho.mail:quachthoa41gmail.com.
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh MỤC LỤC Lời nói đầu 2 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện 4 1.2 Phân phối tỷ số truyền 5 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 6 2.2 Thiết kế bánh răng 10 2.3 Thiết kế trục 25 2.4 Tính toán chọn ổ 39 2.5 Thiết kế vỏ hộp 45 2.6 Các chi tiết phụ 47 2.7 Bảng dung sai lắp ghép 49 Tài liệu tham khảo 52 SVTH: Đặng Ngọc Thoại 1 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh 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 đònh 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 vẽhình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Thạnh 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 xót 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 hiẹân. Đặng Ngọc Thoại SVTH: Đặng Ngọc Thoại 2 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền: Công suất của động cơ được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng . • Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán làcông suất làm việc trên trục máy công tác : P t = P lv =2,5 kW • Hiệu suất truyền động : η = η KN . η ol . η brc . η brt . η x = 0,99 . 0.99 4 . 0,96. 0,97 . 0,93 = 0,824 Với η KN - hiệu suất khớp nối η ol - hiếu suất một cặp ổ lăn η brc - hiệu suất bộ truyền bánh răng côn η brt - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η x - hiệu suất bộ truyền xích Trị số của các hiệu suất trên tra theo bảng 2.3 [1]. • Công suất cần thiết trên trục động cơ: SVTH: Đặng Ngọc Thoại 3 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh P ct = η t P = 824,0 5.2 = 3.034 kW • Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : n đb = 1500 v/ph Theo bảng P1.2 .[1] với P ct = 3.034 kW và n đb = 1500 v/ph dùng động cơ DK.51 – 4 với P đc = 4.5 kW ; n đc = 1400 v/ph 1.2. Phân phối tỉ số truyền : Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động : u = u 1 . u 2 . u x = u h . u x = lv đc n n = 44 1440 = 32,73 Trong đó : u 1 - tỉ số truyền bộ truyền bộ truyền bánh răng côn ; u 2 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ ; u x - tỉ số truyền bộ truyền bộ truyền xích ; Tỉ số truyền của hộp giảm tốc thường được chọn theo tiêu chuẩn. Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc là u h = u 1 .u 2 = 14 Kích thước và khối lượng hộp giảm tốc côn - trụ sẽ đạt giátrị nhỏ nhất nếu với các trị số hợp lí của các thông số là hệ số chiều rộng răng ψ bd = b/d w1 và hệ số chiều rộng vành răng K be = b/R e = 0,25 … 0,3 ,thì tải trọng tác dụng trên hai cấp bánh răng tương ứng đối với độ bền tiếp xúc cho phép của các mặt răng làm việc. Chọn ψ bd2 = 1,1 ; K be = 0,3 ; [K 01 ] ≈ [K 02 ] ; Để nhận được kích thước nhỏ nhất trong mặt phẳng thẳng góc với các đường tâm trục chọn c K = 1,1 (chọn c K = 1 ÷1,4) Ta tính được giá trị λ K : SVTH: Đặng Ngọc Thoại 4 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh [ ] [ ] 8,11 3,0)3,01( 1,1.25,2 .)1( 25,2 01 022 = − = − = KKK K bebe bd K ψ λ Suy ra 8,151,1.8,11. 33 == KK c λ Theo hình 3.21[1] , chọn được u 1 = 4,05 Với u 1 – tí số truyền của cặp bánh răng côn cấp nhanh Suy ra tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm là : 46,3 05,4 14 1 2 === u u u h Tỉ số truyền của bộ truyền xích (bộ truyền ngoài) : 34,2 14 73,32 === h ch x u u u Xác định công suất,số vòng quay, mômen trên các trục : • Công suất : P I = P ct . η KN . η ol = 3,034.0,99.0,99 = 2,97 KW P II = P I . η brc . η ol = 2.97 .0,96.0,99 = 2,83 KW P III = P II . η brt . η ol = 2,83 .0,97.0,99 = 2,71 KW P lv = 2,5 KW • Số vòng quay : n 1 = n đc = 1440 v/ph 365 05,4 1440 1 1 2 === u n n v/ph 103 46,3 365 2 2 3 === u n n v/ph SVTH: Đặng Ngọc Thoại 5 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh n lv = 44 v/ph • Mômen xoắn : T đc = Nmm n P dc dc 20121 1440 034,3 10.55,910.55,9 66 == T I = Nmm n P I 19697 1440 97,2 10.55,910.55,9 6 1 6 == T II = Nmm n P II 75917 356 83,2 10.55,910.55,9 6 2 6 == T III = Nmm n P III 251267 103 71,2 10.55,910.55,9 6 3 6 == T IV = Nmm n P lv lv 542614 44 5,2 10.55,910.55,9 66 == Bảng đặc tính kỹ thuật của bộ truyền : SVTH: Đặng Ngọc Thoại Thông số Trục Động cơ I II III IV Công suất P,KW 3,034 2,97 2,83 2,71 2,50 Tỉ số truyền u 1 4,05 3,46 2,34 Số vòng quay n,v/ph 1440 1440 356 103 44 Mômen xoắn T,Nmm 20121 19697 75917 251267 542614 6 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Các s ố li ệ u : Công suất dẫn P = 2, 71 KW Số vòng quay trục dẫn : n =103 vg/phút Tỷ số truyền bộ truyền xích : u x = 2,34 Điều kiện làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ Tính toán thi ế t k ế : 1. Chọn loại xích : xích ống con lăn . 2. Tính số răng các đóa xích : Ứùng với tỷ số truyền u x = 2,34 chọn sơ bộ số răng đóa xich nhỏ: Z 1 =29 – 2u = 25,32 Chọn Z 1 = 25 ⇒ Z 2 =u.Z 1 = 2,34. 25 =58,5 Chọn số răng đóa lớn Z 2 = 59 Suy ra ti số truyền bộ truyền xích : u x = 59/25 =2,36 3. Xác đònh các hệ số điều kiện sử dụng xích: SVTH: Đặng Ngọc Thoại 7 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh • K = K r . K a . K o . K dc . K b . K lv Trong đó: K r =1,3 -hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ. K a =1 - hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục với a =(30 ÷50 ) p c K 0 =1 - hệ số ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền, ứng với bộ truyền nằm ngang K dc =1 - hệ số ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích. (trục điều chỉnh được). K b =1,5 - là hệ số xet đến điều kiện bôi trơn, (bôi trơn đònh kỳ) K lv =1,25 -số làm việc ứng với làm việc 2 ca. ⇒ K = K r . K a . K o . K dc . K b . K lv = 1,3 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,4375 • Các hệ số : -Hệ số vòng quay 01 1 200 1,94 103 n n K n = = = Với n 01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu [2]. -Hệ số răng đóa xích : 1 25 25 1 25 z K Z = = = -Hệ số xét đến số dãy xích, với xích một dãy: K x = 1 4. Ta có công suất tính toán: . . . 2,4375.1.1,94.2,71 12,815 1 z n t x K K K P P K = = = KW SVTH: Đặng Ngọc Thoại 8 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh Theo bảng 5.4 tài liệu [2] ta chọn bứơc xích p c =31,75 mm. Thỏa mãn điều kiện bền mòn : P t < [p] = 19,3 KW 5. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p c = 31,75 mm tra từ bảng 5.2 [2] ta có n th = 630 vg/ph > n bộ truyền =103 (vg/phút). Do đó diều kiện n < n th được thỏa. 6. Vận tốc trung bình của xích : 103.25.31,75 1,363 60000 60000 60000 c nzp dn v π = = = = m/s Lực vòng có ích : 1000. 1000.2,71 1988 1,363 t P F v = = = N 7. Tính toán và kiểm mghiệm bước xích : 3 3 1 1 0 . 2,71.2,4375 600. 600. 26.73 . [ ]. 25.103.29.1 c x P K p Z n P K ≥ = = mm Với [P o ] = 29 Mpa – p suất cho phép, tra từ bảng 5.3 tài liệu [2] Vậy bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên. 8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích : • Chọn khoảng cách trục sơ bộ a =(30÷50)p c = 40.31,75 = 1270 mm • Số mắt xích : 2 1 2 2 1 )2 . 2 2 c c p Z Z Z Za X p a π + − = + + ÷ ( ) 2 25 59 2.1270 59 25 31,75 122,7 31,75 2 2 1720 π + − = + + = ÷ Ta chọn X = 124 mắt xích . SVTH: Đặng Ngọc Thoại 9 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh Chiều dài xích: L = p c .X =31,75.124 = 3937 mm. • Tính tính chính xác khoảng cách trục chính xác : 2 2 1 2 2 1 1 2 0,25. 8 2 2 2 c Z Z Z ZZ Z a p X X π + −+ = − + − − ÷ ÷ = 0,25.31,75 2 2 25 59 25 59 59 25 124 124 8 2 2 2 π + + − − + − − ÷ ÷ = 1290 mm Để bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường,để xích không chòu lực căng quá lớn, ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng a∆ = (0,002÷0,004)a = 0,003.1290 = 4 mm Do đó khoảng cách trục là a = 1286 mm 9. Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây: 1 1 . 25.103 1,4 [ ] 16 15 15.124 Z n i i X = = = < = Với [i] = 16 –số lần va đập cho phép của xích trong một giây, bảng 5.6 tài liệu[2] 10. Tính kiểm tra xích theo hệ số an toàn : FoFvF Q s ++ = 1 Trong đó: • Q =88,5 KN - tải trọng phá hủy,tra bảng 5.2 tài liệu[1] • Lực trên nhánh căng : F 1 ≈ F t = 1988 N • Lực căng do lực ly tâm : SVTH: Đặng Ngọc Thoại 10 [...]... z2 = 89 Hệ số dịch chỉnh chi u cao x1 = 0,39, x2 = - 0,39 mm Đường kính chia ngoài de1 =55 mm, de2 =22 2,5 mm Đường kính trung bình dm1 = 46,75; dm2=189,12mm Góc côn chia δ1=13053’5”, δ 2= 7606’55” Chi u cao răng ngoài he =5,5 mm Chi u cao đầu răng ngoài hae1=3,475 mm ; hae2= 1, 525 mm Chi u cao chân răng ngoài hfe1 =2, 025 mm ; hfe2=3,975 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1=56,67 mm, dae2= 22 3 ,23 mm 2. 1.4.Tính... của 2 bánh răng trụ răng thẳng; * k1=10mm (bảng 10.3 tài liệu [1]) * k2=12mm (bảng 10.3 tài liệu [1] ) • l23 = l 22 + 0,5(lm 22 +b13cos 2) +k1 = 109mm • Khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục trung gian : l21 = lm 22 + lm23 +3k1 + 2k2 + b0 = 171 mm SVTH: Đặng Ngọc Thoại 26 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh * Với lm23 = (1 ,2 … 1,4 )35 = 46 mm - chi u dài ma bánh răng côn lớn ; TrụcIII:... chế tạo trục là thép 35 σb = 510 MPa, σch = 304 MPa,τch = 167 MPa, σ-1 = 22 2MPa ,τ-1 = 128 MPa Chọn ứng suất xoắn cho phép : - Trục vào và ra [τ] = 20 MPa - Trục trung gian [τ] = 12 MPa 2 Xác đònh sơ bộ đường kính trục : Ti Xác đònh sơ bộ đường kính trục từ công thức : di ≥ 3 0, 2 [ τ ] với i = 1,3 - Trục 1 : T1 =19697 MPa ⇒ d1= 20 mm - Trục 2 : T2 = 75917 MPa ⇒ d2= 35 mm - Trục 3 : T3= 25 126 7 MPa... 1,1 Chọn độ cứng bánh nhỏ là HB1 = 25 0 ;độ cứng bánh lớn là HB2 = 23 0 0 σ H lim1 = 2. HB1 + 70 = 2. 250 + 70 = 570 MPa 0 σ H lim 2 = 2. HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa 0 σ F lim 1 = 1,8.HB1 = 1,8 .25 0 = 450 Mpa 0 σ F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8 .23 0 = 414 Mpa b Số chu kỳ làm việc cơ sở : Ta có : NHO =30.HB2,4 NHO1 = 30 .25 02, 4 = 1,7.107 chu kỳ NNO2 = 30 .23 02, 4 = 1,39.107 chu kỳ NF0 = NF01 = NF 02 = 5.106 chu kỳ... aj s σ s τ s2σ + s2 τ ≥ [s] = 1,5 ÷ 2. 5 Ta tiến hành kiểm nghiệm trục tại các tiết diện nguy hiểm, đây là các tiết diện cần phải kiểm tra độ bền mỏi: - Trên trục 1 đó là các tiết diện 11, 12( lắp ổ lăn), 10( lắp khớp nối), 13(lắp bánh răng côn nhỏ) ; - Trên trục 2 đó là các tiết diện 22 (lắp bánh côn) , 21 (lắp bánh răng thẳng) ; - Trên trục 3 đó là các tiết diện 32( lắp ổ lăn), 31 ( lắp bánh răng thẳng)... 60 z x RDx 49 y 62 Ta có biểu đồ moment trên trục 1 như sau : 39060 321 62 4030 Mx Nmm 100639 81096 My Nmm 75917 T Nmm 20 SVTH: Đặng Ngọc Thoại 21 22 23 30 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh * Trục 3: Lực do bộ truyền xích Frx = 22 86 ,2 N + Trong mặt phẳng YOZ : RYA − RYC + 22 86, 2 − 789,5 = 0 789,5.60 + RYC 171 − 22 86, 2. 239 = 0 R = 1 421 ,3 N ⇔ YA RYD = 29 18 N + Trong mặt... kính tiết diện ,mm d10 = 15,0 d11 = 15 ,2 d 12 = 19.1 d13 = 14,4 d20 = 0 d21 = 28 ,5 d 22 = 27 ,1 d23 = 0 d30 = 0 d31 = 36,1 d 32 = 37 d33 = 34,5 Xuât phát từ các yêu cầu vè độ bèn ,lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d10 = 18 mm d20 = 30 mm d30 = 35 mm d11 = 20 mm d21 = 35 mm d31 = 40 mm d 12 = 20 mm d 22 = 35 mm d 32 = 35 mm d13 = 18 mm d23 = 30 mm d33 = 30 mm 6 Kiểm nghiệm trục... [1] ) - chi u cao lắp ổ và đầu bu lông • l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5 (b0 –b13cos δ1) = 94 mm * l11 =2, 8 .20 =56 mm * k1= 12 mm - khoảng cách mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp * k2=10 mm - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp * lm13 =1,3 .20 =26 mm TrụcII: • d2=35 mm ,chọn chi u rộng ổ lăn b0 =21 mm (bảng 10 .2 tài liệu [1]) • l 22 = 0,5(lm 22 +bo) +k1 +k2 =60mm * lm 22 = 55 mm - chi u... chọn chi u rộng ổ lăn b0 =23 mm (bảng 10 .2 tài liệu [1]) • l 32 = l 22 = 60 mm • lc33= 0,5(lm33 +bo) +k3 +hn =68 mm * với lm31=1,3.40 = 52 mm - chi u dài ma của bánh xích * k3=10 mm * hn=18 mm • l31 = l21 = 171 mm 4.Trò số các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Do bộ truyền bánh răng côn gây ra : 2T1 * Ftc1 = Ftc2 = d = 8 42 N m1 * Frc1 = Fa2 = Ftc1 tgα cosδ1= 29 7,5 N (với α = 20 0) * Fa1 = Frc2... mm z1 25 SVTH: Đặng Ngọc Thoại 15 Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh • Module vòng chia ngoài: mte = mtm 1,884 = = 2, 22 mm 1 − 0,5K be 1 − 0,5.0,3 Chọn theo tiêu chuẩn: mte = 2, 5 mm ( bảng 6.8[1] ) • Xác đònh lại module trung bình: mtm = mte ( 1 − 0,5.K be ) = 2, 125 mm Suy ra Z1 = d m1 47,1 = = 22 , 2 mt m 2, 125 chọn Z1= 22 răng • Số răng bánh lớn : Z 2= u1 Z 1 = 4,05 .22 = 89,1 . mắt xích : 2 1 2 2 1 )2 . 2 2 c c p Z Z Z Za X p a π + − = + + ÷ ( ) 2 25 59 2. 127 0 59 25 31,75 122 ,7 31,75 2 2 1 720 π + − = + + = ÷ Ta chọn X = 124 mắt xích . SVTH: Đặng. =31,75. 124 = 3937 mm. • Tính tính chính xác khoảng cách trục chính xác : 2 2 1 2 2 1 1 2 0 ,25 . 8 2 2 2 c Z Z Z ZZ Z a p X X π + −+ = − + − − ÷ ÷ = 0 ,25 .31,75 2 2 25 . = 25 0 ;độ cứng bánh lớn là HB 2 = 23 0 0 1limH σ = 2. HB 1 + 70 = 2. 250 + 70 = 570 MPa 0 2limH σ = 2. HB 2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa 0 1limF σ = 1,8.HB 1 = 1,8 .25 0 = 450 Mpa 0 2limF σ