MỤC LỤC

Lời nói đầu.............

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

1.1 Chọn động cơ điện...............

1.2 Phân phối tỷ số truyền.............

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.................

2.1 Thiết kế bộ truyền Xích.............

2.2 Thiết kế bánh răng.............

2.3 Thiết kế trục...............

2.4 Tính toán chọn ổ..............

2.5 Thiết kế vỏ hộp...............

2.6 Các chi tiết phụ.............

2.7 Bảng dung sai lắp ghép...............

Kết luận...............

Tài liệu tham khảo................

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 nhằm 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. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với 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 AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

     Em xin chân thành cảm ơn thầy …………….., cũng như các thầy cô 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.

                                   ..., Ngày ... tháng ... năm 20 ...            

                     Sinh viên thực hiện

                    …………..……..

PHẦN I: 

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục công tác: P_ct = 4.5KW

Số vòng quay trục công tác: n_ct= 45 vg/ phút

  1.1  CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

2.      Công suất cần thiết của động cơ: làm tiếp

Trong đó: P_ct.K_A=4,5*0,74 =3,332 KW là công suất tính toán của trục công tác

Với   và hiệu suất chung của bộ truyền:

Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích

            Hiệu suất bộtruyền bánh răng

            Hiệu suất bộtruyền ồ lăn

            Hiệu suất nối trục đàn hồi

           

3.      Với công suất cần thiết của động cơ:  P_dc =4,06 KW.

4.      Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] để chọn động cơ

1.2     PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN  

Từ bảng số liệu ta chọn loại động cơ 4A112M4Y3

4.      Với tỷ số truyền chung u_ch= = 31,67  tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] Ta chọn  tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:

                        U_{hộp giảm tốc}= 15,835 vơí u_br1 = 4,5

                                                                  u_br2 = 3,52

Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : 

5.      Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:

Trục	I(Động cơ)		II		III		IV(Công tác)
Thông số
Công suất(KW)	5,42		5,2		4,99		4,5
Tỷ số truyền		4,5		3,52		2
Moment xoắn(Nmm)	36323,51		156819,4		529729,8		955000
Số vòng quay(vg/phút)	1425		316,67		89,96		45

 

PHẦN II:

 TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

v Số liệu ban đầu:

Công suất P =4,99KW

Số vòng quay bánh dẫn: n =89,96 vg/phút

Moment xoắn: T = 529729,8 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2

Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 1 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được.

I. TÍNH TOÁN:

1.      Chọn loại xích ống con lăn một dãy.

2.      Số răng đĩa xích dẫn:

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2  chọn Z₁=29 – 2U = 25.

Þ Z₂ =u.Z₁ = 2. 25 =50 

Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích:

                        K = K_r . K_a. K_o. K_dc . K_b . K_lv

Với:

            K_r =1,3 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ.

            K_a =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 ¸50 ) p_c

            K₀ =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

            K_dc =1là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích.

            K_b =1 là hệ số điều kiện bôi trơn.

            K_lv =1 số làm việc ứng với làm việc 1 ca.

                        Þ K = K_r . K_a. K_o. K_dc . K_b . K_lv =1,3.

Ta có hệ số vòng quay

Với n₀₁ =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3].

Và hệ số răng đĩa xích :

Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: K_x = 1

3.      Từ đó ta có công suất tính toán:

                       

Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> P_t và số vòng quay thực nghiệm n₀₁=200  ta có được bứơc xích p_c =31,75mm.

4.      Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p_c=31,75mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có n_{tới hạn} =630 > n_{bộ truyền}=89,96 (vg/phút). Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã.

5.      Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

           

Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]

Thế vào biểu thức trên ta có

Vậy bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.

8.      Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :

+ Vận tốc trung bình của xích:

+ Lực vòng có ích :   

+ Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40p_c =1270mm   từ  a =(30÷50)p_c

+ Số mắt xích :

Ta chọn X=120 mắt xích .

+ Chiều dài xích:  L=X.p_c= 3810 mm.

Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

 Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng (0,002÷0,004)a

Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a = 1299 mm

+ Lực tác dụng lên trục:  Fr= K_m. F_t = 1,15. 4193.3 = 4822.3(N)

Với K_m=1,15 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang.

+ Đường kính đĩa xích :

            Bánh dẫn:

                       

            Bánh bị dẫn:

                       

9.      Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:

           

            Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]

10. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

           

Với  Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]

                      F₁=F_t= 4193,3 (N)

                      F_v=q_m.v²= 5,4 (N)

                        Với q_m=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]

                      Fo=K_f .a .q_m .g = 6 .1,299 .3,8 .9,81 = 290,5 N

            Với K_f=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang.

                      

Với [s] hệ số an toàn cho phép phụ thuộc vào số vòng quay và bước xích =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3].

2.2  THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

            T₁ = T ;   T₂ = 0,6T ;   t₁ = 15;   t₂   =36

v Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:

            Bánh dẫn: HB₁=250 HB

            Bánh bị dẫn:  HB₂=228 HB

A.    TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Số liệu ban đầu:

            Công suất P =4,5 KW

            Số vòng quay bánh dẫn: n = 316,67 vg/phút

            Moment xoắn: T = 156819,4 Nmm

            Tỷ số truyền: u= 3,52

            Tuổi thọ L_h= 7 năm tương đương 16800 giờ.

1.      Số chu kỳ làm việc cơ sở.

 chu kỳ.

 chu kỳ.

Và: N_FO1=N_FO2=5.10⁶ chu kỳ

2.      Số chu kỳ làm việc tương đương:

chu kỳ.

chu kỳ.

             chu kỳ.

             chu kỳ.

Vì:

Nên ta có hệ số tuổi thọ:

3.      Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

Bánh dẫn :    

Bánh bị dẫn: 

4.      Ta có giới hạn mỏi uốn:

           

Bánh dẫn :    

Bánh bị dẫn: 

5.      Ứng suất tiếp xúc cho phép:

             . Khi tôi cải thiện: s_H=1,1 tra bảng 6.13 [3]

            Þ 

Þ 

Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

6.      Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

            . Với s_F=1,75 tra bảng 6.13 [3]

            Þ

            Þ   

7.      Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc.

Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn: y_ba =0,4

            Khi đó :

            Ứng với y_bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :

            K_Hb= 1,022

            K_Fb= 1,038

8.      Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

                       

                            

            Theo tiêu chuẩn chọn: a_w = 200mm.

9.      Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)a_w (Ứng với HB₁, HB₂ < 350HB)

                        Þ m=0,015 .200=3

            Tổng số răng :

                        răng

                        Với

            Chọn z₁=30 răng Þz₂ = 133 - 30= 103 răng .
Các thông số hình học của bộ truyền:

o   Đường kính vòng chia:

                                    d₁= z₁ . m=30 . 3 = 90 mm

                                    d₂ =z₂ . m=103 . 3 = 309 mm

o   Đường kính vòng đỉnh:

                                     mm

                                     mm

o   Khoảng cách trục:   mm

o   Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:  mm.

Bánh dẫn:  mm

o   Vận tốc vòng bánh răng:

                       

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.

o   Xác định giá trị các lực :

Bánh dẫn:

            Lực vòng :

            Lực hướng tâm: F_R1= F_t1.tga= 1268,4N

Bánh bị dẫn:

            Lực vòng :

            Lực hướng tâm: F_r2= F_t2tga= 1248N.

10. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

        

           

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.

11. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o   Hệ số dạng răng:

                        Bánh dẫn:

            Bánh bị dẫn:

o   Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

           

           

Þ Ta kiểm nghiệm bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.

o   Ứng suất uốn tính toán:

Do đó độ bền uốn được thoã.

B.     TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

Số liệu ban đầu:

            Số vòng quay bánh dẫn: n₁ = 1425 vg/phút

            Moment xoắn:  Nmm

            Tỷ số truyền:

            Tuổi thọ L_h= 7 năm tương đương 16800 giờ.

1.      Số chu kỳ làm việc cơ sở.

          chu kỳ.

           chu kỳ.

            Và:      N_FO1=N_FO2=5.10⁶ chu kỳ

2.      Số chu kỳ làm việc tương đương:

            chu kỳ.

            chu kỳ.

                         chu kỳ.

                     chu kỳ.

Vì:  

Nên ta có hệ số tuổi thọ:                

3.      Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

            Bánh dẫn :    

            Bánh bị dẫn: 

4.      Ta có giới hạn mỏi uốn:

                       

            Bánh dẫn :    

            Bánh bị dẫn: 

5.      Ứng suất tiếp xúc cho phép:

                        . Với s_H=1,1 tra bảng 6.13 [3]

                        Þ 

Þ 

Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

  nên ta chọn:

 

6.      Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

                              Với s_F=1,75 tra bảng 6.13 [3]

                        Þ

                        Þ

7.      Do hộp giảm tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc.

Ta chọn:

                        y_ba =0,16

                        Khi đó :

            Ứng với y_bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :

                        K_Hb= 1,02

                        K_Fb= 1,04

8.      Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

                       

                            

            Theo tiêu chuẩn chọn: a_w = 160 mm.

9.      Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m_n= (0,01÷0,02)a_w (Ứng với HB₁, HB₂ < 350HB)

                        Þ ta chọn m_n=2

10. Tính góc nghiêng răng b thoãđiều kiện sau: 30^oo

                       

                                   

Vậy ta chọn z₁=24 răng.

Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z₂=z₁.u=24 . 4,5= 108 răng

11. Góc nghiêng răng:

              

                   .

12. Các thông số hình học của bộ truyền:

o   Đường kính vòng chia:

                                   

                                   

o   Đường kính vòng đỉnh:

                                     mm

                                    mm

o   Khoảng cách trục:   mm

o   Chiều rộng vành răng:

                        Bánh bị dẫn:  mm.

                        Bánh dẫn:  mm

o   Vận tốc vòng bánh răng:

                         (tra từ bảng 6.3 [3])

            Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.

o   Xác định giá trị các lực :

Bánh dẫn:

            Lực vòng :

            Lực hướng tâm:  

            Lực dọc trục:

Bánh dẫn:

            Lực vòng :

            Lực hướng tâm:

            Lực dọc trục:

13. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

o   Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

        

o   Hệ số trùng khớp ngang:

        

     .

o   Hệ số trùng khớp dọc:

         .

            Khi n_cx=9 thì K_Fa=1

            Từ bảng 6.11 [3]ta chọn K_Ha=1,14

o   Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

                       

  Với:

                       

                       

Trong đó:

                            K_H=K_Ha . K_Hb  . K_Hv  =1,26

                        Þ

            Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.

14. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o   Xác định số răng tương đương.

           

           

o   Hệ số dạng răng:

            Bánh dẫn:

            Bánh bị dẫn: 

o   Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

           

           

Þ Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

o   Ứng suất uốn tính toán:

                       

Với:   

                       

                       

                       

                        Þ

Do đó độ bền uốn được thoa man.

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

Bánh răng Thông số	Cấp nhanh		Cấp chậm
	Bánh dẫn	Bánh bị dẫn	Bánh dẫn	Bánh bị dẫn
Khoảng cách trục (aw)	160		200
Đường kính vòng chia (d)	58,2	261,8	90	309
Đường kính vòng đỉnh (da)	62,2	265,8	96	315
Chiều cao răng (h)	4,5		6,75
Chiều rộng vành răng (bw)	31	26	85	80
Góc profin gốc ()	20		20
Góc nghiêng răng b	34,41		0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

 

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h₂=2,25m) của bánh răng 2, nhưng ít nhất là 10mm

Khoảng cách giữa mức dấu thấp nhất và cao nhất là:

h_max–h_min=10 ÷ 15mm

1.      Mức dấu cao nhất không ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4  (d_a4/6­).

Ta có h₂ = 2,25m = 2,25.2 = 4,5 <10mm

H = d_a2/2 - 10 – (10 ÷ 15) = 112,9  ÷ 107,9 mm > d_a4/3 = 105 mm

            Với: d_a2=265.8 mm

                     d_a4=315 mm

Vậy hộp giảm tốc thõa điểu kiện bôi trơn ngâm dầu

2.3 THIẾT KẾ TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện.

            Giới hạn bền:d_b=750MPa.

            Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với d_b=750MPa tra trong bảng 10.5 tài liệu [1]:  [s]=63MPa

            Ưng suâ`t xoắn cho phép: [t ]=20÷25 MPa đối với trục vào, ra

                                                         [t ]=10÷15 MPa đối với trục trung gian.

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:

           

1.      Trục I :với T₁=36323,51Nm

                        [t ]=20MPa

           

                        Chọn d₁=25mm

2.      Trục II :với T₂=156819,4Nm

                        [t ]=20MPa

           

                        Chọn d₂=35mm

3.      Trục III :với T₃=529729,8Nm

                        [t ]=25MPa

            . Chọn d₃=50mm

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

1.      Trục I:

Ưng với d₁=25 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b₀=17mm theo bảng 10.2 tài liệu [1].

            Ta có:

                        l₁₂=-l_c12 = -[0,5(l_m11 +b_o) +k₃ +h_n ]=58,5mm

Với:  l_m11=40mm là chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi.

                        k₃=10mm  (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

                        h_n=20mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

                        l₁₃ =l₂₂ = 54mm

                        l₁₄ =l₂₄ = 175,5mm

2.      Trục II:

Ưng với d₂=35 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b₀=21mm theo bảng 10.2 tài liệu [1].

            Ta có:

                        l₂₂ = [0,5(l_m22 +b_o) +k₁ +k₂ ]=54mm

Với:  l_m22=40 mm là chiều dài mayơ của 2 cặp bánh răng nghiêng.

                        k₁=15mm  (tra bảng 10.3 tài liệu [1])

                        k₂=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

                        l₂₃ =l₂₂ +  [0,5(l_m22 +l_m23) +k₁ =131mm

                        với l_m23=85mm chiều dài mayơ bánh răng dẫn, răng thẳng

                        l₂₄ =2l₂₃  -l₂₂  = 208mm

3.      Trục III:

Ưng với d₃=50 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b₀=27mm theo bảng 10.2 tài liệu [1].

                        l₃₂ =l₂₃ = 131mm

                        l₃₃ =2l₂₂ + l_c33= 333mm

                        l_c33= [0,5(l_m31 +b_o) +k₃ +h_n ]=71mm

                        với l_m31=65mm là chiều dài mayơ của bánh xích.

                        k₃=10mm  (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

                        h_n=15mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

Ta có:  l₁₁ =l₂₁ = l₃₁ =2l₂₃ = 262mm.

A.    TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:

I.      Trục I:

Ta có:

                       

                       

Nối trục đàn hồi:

Với:F_r3=(0,2÷0,3)F_t Þ F_r3=0,3.(2T/D)=335N với chiều ngược với chiều của lực vòng trên bánh răng.

            Trong đó: T= 36323,51Nmm

D= 65mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng16.10a tài liệu [2].

Biểu đồ moment: