Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc

Tra bảng phụlục P1.3/ 237 Thiết kế HTDĐung - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài Truyền động ngoài bằng đai dẹt thờng lấy 2 ữ4.. Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục 1.. Tí

- Hiệu suất của hệ thống:

Tra bảng 2.3/19 Thiết kế HTDĐ1 ta có:

1 - Hiệu suất bộ truyền đai, để hở : 1 = 0,95;

2 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn, để kín: 2 = 0,96;

3 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, để kín : 3 = 0,96;

ol - Hiệu suất bộ truyền ổ lăn : ol = 0,994;

k - Hiệu suất nối trục : k = 1;

uh - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc, uh = 10 ữ25;

ung - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai ), ung = 2 ữ4;

nsb min = 60.10.2 = 1200 v/ph

nsb max = 60.25.4 = 6000 v/ph

nsb = 1200 ữ6000 v/ph

3.Chọn động cơ

Động cơ xoay chiều không đồng bộ 3 pha

Dựa vào công suất cần thiết Pct và số vòng quay sơ bộ của động cơ

nsb kết hợp với các yêu cầu về momen mở máy và phơng pháp đặt

Tra bảng phụlục P1.3/ 237 Thiết kế HTDĐ

ung - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài

Truyền động ngoài bằng đai dẹt thờng lấy 2 ữ4

Chọn ung= 2,8

uh - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

uh = unón utrụ

unón - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón

utrụ - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

Trong hộp giảm tốc nón trụ thờng lấy:

unón = ( 0,25ữ0,28 ) uh

unón = 0,25 uh = 0,25 13,28 = 3,32

utrụ =13,28 / 3,32 = 4

C Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục

1 Tính công suất P trên mỗi trục

2.Tính số vòng quay trên mỗi trục

Trục 1 n1 = nđc / uđ nđc - Số vòng quay của động cơ, ndc =1340v/ph uđ - Tỉ số truyền của bộ truyền đai uđ =2,8 n1 =1340/2,8 = 478,5 v/ph Trục 2 n2 = n1 / unón n1 - Số vòng quay của trục 1, n1 = 478,5v/ph unón - Tỉ số truyền của bộ truyền đai unón = 3,32 n2 =478,5/3,32 =144,1 v/ph Trục 3 n3 = n2 / utrụ n2 - Số vòng quay của trục 2, n2 = 144,1v/ph utrụ - Tỉ số truyền của bộ truyền đai utrụ = 4 n3 =144,1/4 =36v/ph 3.Tính momen trên mỗi trục Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục

Thông số

Trục động

Số vòng quay

Momen xoắn

Phần 2 : Thiết kế các bộ truyền

A.Thiết kế bộ truyền ngoài hộp

Thiết kế bộ truyền đai từ động cơ tới hộp giảm tốc theo các số liệu sau:

Công suất trục dẫn Pct =7,54kW

Số vòng quay trong 1 phút ( tần số quay trục dẫn ) nct =1340v/ph

Số vòng quay trục bị dẫn n1 = 478,5v/ph

Tỉ số truyền của bộ truyền đai u = 2,8

Thiết kế đai dẹt

1.Chọn loại đai

Dựa vào đặc tính làm việc của hệ thống va đập nhẹ ta chọn loại

đai vải cao su làm việc thích hợp ở chỗ ẩm ớt có sức bền và tính đànhồi cao

2.Xác định đờng kính bánh đai

a)Xác định đờng kính bánh đai nhỏ

Đờng kính bánh đai nhỏ tính theo Cthức 5.6/ 84 Thiết kế CTM

= Qui tròn đờng kính D1 theo tiêu chuẩn bảng 5.1/ 85 Thiết kế CTM Lấy D1 = 200 mm

Kiểm nghiệm lại vận tốc đai theo điều kiện:

nằm trong phạm vi cho phép

b.Xác định đờng kính bánh đai lớn

Đai vải cao su chọn hệ số trợt

Chọn đờng kính D2 theo tiêu chuẩn lấy D2 = 560 mm

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn

Kiểm tra sự chênh lệch n2' so với n2 yêu cầu

Sai số nằm trong phạm vi cho phép 3ữ5% Vậy không cần chọn lại

đờng kính D2

c.Xác định khoảng cách trục A và chiều dài đai L

Có thể chọn A theo chiều dài tối thiểu của đai theo Cthức 5.9/ 85 Thiết kế CTM

với umax = 3ữ5

Tính khoảng cách trục A theo Lmin Cthức 5.2/ 83 Thiết kế CTM

Kiểm nghiệm điều kiện :

A= 784,75 mm không thoả mãn điều kiện vậy tăng

mm

Tính lại chiều dài đai theo Cthức 5.1/ 83 Thiết kế CTM

Để nối đai sau khi tính toán cần tăng thêm chiều dài đai khoảng 100ữ400 mm tuỳ cách nối Ta lấy L = 4400 mm

1 = 166,25 thỏa mãn điều kiện 1  150

e.Xác định tiết diện đai

Để hạn chế ứng suất uốn tăng ứng suất có ích cho phép của đai chiều dày đai đợc chọn theo tỉ số sao cho

theo trị số D1 =200 mm tra bảng 5.2/ 86 Thiết kế CTM

Đai vải cao su

Ta tìm chiều dày đai

Theo bảng 5.3/ 87 Thiết kế CTM ta chọn đai vải cao su loại B không

có lớp lót chiều dày đai 5 mm Sau đó ta tính chiều rộng đai để tránh xảy ra trợt trơn giữa đai và bánh đai

Ct - Hệ số xét đến ảnh hởng của chế độ tải trọng tra bảng 5.6/ 89 Thiết kế CTM

  -ứng suất có ích cho phép của đai

Chọn ứng suất căng ban đầu = 1,8N/mm2

Đai vải cao su tra bảng 5.5/ 89 Thiết kế CTM lấy   = 2,25N/mm2

Cb - Hệ số xét đến sự bố trí truyền động

Truyền động thờng góc nghiêng của đờng tâm bộ truyền đối với ờng nằm ngang 0ữ60 Cb = 1

Chọn b theo tiêu chuẩn b = 70 mm

f.Định chiều rộng B của bánh đai

Tính theo Cthức 5.14/ 91 Thiết kế CTM

B = 1,1b + (10ữ15) = 1,1.70 + (10ữ15) = 87ữ 92mm Lấy B = 90 mm

g.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Cthức 5.16/ 91 Thiết kế CTM

Lực căng ban đầu =1,8.5.70 = 630N

Lực tác dụng lên trục

B Thiết kế hộp giảm tốc trong hộp

1.Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng của cấp nhanh trong hộp giảm tốc 2 cấp BR côn-trụ

C«ng suÊt trôc dÉn P1 = 8,22 kW

Sè vßng quay trong 1 phót cña trôc dÉn

n1= 478,5v/ph

TØ sè truyÒn u= 3,32

Thêi gian phôc vô th =6000h

§iÒu kiÖn lµm viÖc va ®Ëp nhÑ

Tmm =1T1 T1 = 0,75T

T2 =0,5T

a.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng nhỏ dùng thép nhiệt luyện với độ rắn bề mặt răng HB<350

HB1 = HB2 + (25ữ50)HB

Theo bảng 3.6/39 Thiết kế CTM

bảng 3.8/40

Chọn vật liệu bánh răng và tra các số liệu về

- Giới hạn bền kéo bk MPa

- Giới hạn chảy ch MPa

Tính ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo Cthức 10.65/176 Ctiết máy1:

Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng

đơng NHE tính theo Cthức 10.69/177 Ctiết máy1

ni -Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng khi làm việc với momen xoắn T1i trong chế độ thứ i; i= 1,2 n số thứ tự chế độ làm việc

ti - Số giờ làm việc trong chế độ thứ i

T1 - Momen xoắn lớn nhất

mH - Số mũ của phơng trình đờng cong mỏi tiếp xúc, bánh răng théplấy mH = 6;

C - Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay bánh răng

n2 = n1/u = 478,5/3,32 = 144,1 v/ph

NHO của thép C45 thờng hóa = 6,8106 NHE2. > NHO Lấy KHL2 =1

NHE1 = u NHE2 = 3,32.24,7.106 =82.106 > NHO Lấy KHL1 = 1

Vậy ta có = 1 = 510 MPa

= 2 = 410 MPa

SH - Hệ số an toàn bánh răng không đợc tăng bền bề mặt SH =1,1 KXH - Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng

Tính ứng suất uốn cho phép

Ưng suất uốn cho phép xác định theo Cthức 10.73/179 Ctiết máy1

- Giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì chịu tải NFE

- Giới hạn bền mỏi uốn ứng với số chu kì cơ sở NFO

KFL - Hệ số tuổi thọ

Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng

đơng NFE tính theo Cthức 10.76/180 Ctiết máy1

Giả sử bộ truyền quay 1 chiều KFC =1

SF - Hệ số an toàn SF =1,7 với phôi thép rèn thờng hóa

YR - Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân răng YR =1

Kbe - Hệ số chiều rộng vành răng - Kbe = b/Rbe =0,3ữ0,33 Chọn Kbe = 0,3

KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng bánh răng côn tra bảng 6.21/113 Thiết kế HTDĐ1

d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Cthức 10.60/172 Ctiết máy1

ZM - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ZM = 274MPa1/3

ZH - Hệ số xét đến hình dáng bề mặt tiếp xúc, với bánh răng côn răng thẳng không dịch chỉnh lấy ZH = 1,76;

Vậy thỏa mãn điều kiện về sức bền tiếp xúc

e.Kiểm nghiệm độ bền uốn

Cthức 10.63/173 Ctiết máy1

KF - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra bảng 6.21/113 Thiết kế HTDĐ1 ta có KF=1,19

Chiều dài côn ngoài - Re = 222,36 mm

Chiều cao đầu răng ngoài - hae1 = (cosm + xn1cosm) .mte =4 mm

hae2 = cosm mte - hae2 = 4 mm

Chiều cao chân răng ngoài - hfe1 = he - hae1 = 4,8 mm

hfe2 = he - hae2 = 4,8 mm

Đờng kính vòng đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2hae1cos1 = 128 + 2.4.cos16,8= 135,6 mm

dae2 = de2 + 2hae2cos2 = 424 + 2.4.cos73,2 = 426,3 mm

Đờng kính vòng chia trung bình - dm1 = 108,8 mm

dm2 = u.dm1 = 3,3.108,8 = 359 mm

Đờng kính vòng chia ngoài - de1 = mte.Z1 = 4.32 =128 mm

a.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng nhỏ dùng thép nhiệt luyện với độ rắn bề mặt răng HB<350

HB1 = HB2 + (25ữ50)HB

Theo bảng 6.1/92 Thiết kế HTDĐCK1

Chọn vật liệu bánh răng và tra các số liệu về

- Giới hạn bền kéo bk MPa

- Giới hạn chảy ch MPa

- Độ rắn HB

Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn đờng kính 60ữ90mmCơ tính Độ rắn HB1= 230MPa bk = 720MPa ch = 530MPaBánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn đờng kính 100mmCơ tính Độ rắn HB1= 205MP bk = 690MPa ch = 450MPa

b.Xác định ứng suất cho phép

Ưng suất tiếp xúc cho phép

Theo Cthức 10.65/176 Ctiết máy1

- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với số chu kì chịu

tải NHE

- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với số chu kì cơ sở NHO

Bảng 10.7/176 Ctiết máy1 = 2HB + 70

1 = 2HB1 + 70 = 2.230+ 70 = 530MPa

2 = 2HB2 + 70 = 2.205 + 70 = 480MPa

KHL - Hệ số tuổi thọ

Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng

đơng NHE tính theo Cthức 10.69/177 Ctiết máy1

n2 = n1/u =144,1/4 = 36 v/ph

NHO của thép C45 tôi cải thiện độ cứng bề mặt răng HB2=1,3.106

NHE2 > NHO Lấy KHL2 =1 NHE1 =u NHE2 =4.6,1.106 = 24,4.106 > NHO Lấy KHL1 = 1

Vậy ta có = 1 = 530 MPa

= 2 = 480 MPa

SH - Hệ số an toàn bánh răng không đợc tăng bền bề mặt SH =1,1 KXH - Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng

Tính ứng suất uốn cho phép

ứng suất uốn cho phép xác định theo Cthức 10.73/179 Ctiết máy1

- Giới hạn bền mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì chịu tải NFE

- Giới hạn bền mỏi uốn ứng với số chu kì cơ sở NFO

KFL - Hệ số tuổi thọ

Trờng hợp bộ truyền làm việc với tải trọng nhiều bậc số chu kì tơng

đơng NFE tính theo Cthức 10.76/180 Ctiết máy1

mF - Số mũ của phơng trình đờng cong mỏi uốn với bánh răng thép lấy mF = 6;

Số chu kì tơng đơng bánh lớn

Giả sử bộ truyền quay 1 chiều KFC =1

SF - Hệ số an toàn SF =1,7 với phôi thép rèn thờng hóa

KH - Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng tra theo bảng6.14/107 Thiết kế HTDĐ1 Tính sơ bộ lấy KH = 1,1

KH - Hệ số tập trung tải trọng tra theo bảng 6.7/98 Thiết kế HTDĐ1 với

g - Hệ số xét đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng

Tra bảng 10.3/151 Ctiết máy1 g = 73

< = 436,4 MPa

Ta thấy

Thỏa mãn điều kiện về sức bền tiếp xúc

e.Kiểm nghiệm độ bền uốn

Cthức 10.45/164 Ctiết máy1

KF - Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

Tra đồ thị 10.11/147 Ctiết máy1 ta có KF = 1,12

KF - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng Tra bảng6.7/98 Thiết kế HTDĐ ta có KF=1,1

Thỏa mãn điều kiện sức bền uốn

3.kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn bánh răng

Điều kiện bôi trơn

Bộ truyền nón-trụ kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn theo công thức

d4 - Đờng kính đỉnh răng ngoài bánh răng trụ d4= 460 mm

1.Tính đờng kính sơ bộ của các trục

Đờng kính trục đợc xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức

T - Momen xoắn Nmm

 - øng suÊt xo¾n cho phÐp MPa

c Kho¶ng c¸ch gi÷a c¸c chi

l3 ChiÒu cao cña n¾p vµ

®Çu bul«ng LÊy s¬ bé l3 = 15÷20 mm

l'1,l'2,l'3 Khoảng cách giữa các gối

đỡ trục bánh răng l'87,5ữ122,5mm1=(2,5ữ3)d =(2,5ữ3).35 =

l'2= B2+2l2+2a+x2+c+b2 = 19+2.10+2.10+68+10+95 =232mml'3= B3+2l2+2a+x2+c+b2 =

nằm ngang:

a - Khoảng cách trục của bộ truyền đai a = 1520 mm

Động cơ AOC2-51-4 tra bảng 8P/331 Thiết kế CTM ta có hdc =160mm

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Ft3 = Ft4 = 9048N Fr3 = Fr4 = 3330N Fa3= Fa4= 1352N

B.Tính chính xác và kiểm nghiệm trục

l1 - Khoảng cách từ gối đỡ 1 đến bánh đai l1=59,5 mm

l'1 - Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trục l'1= 87,5 mm

l''1 - Khoảng cách từ gối đỡ 2 đến bánh răng côn

x1-0,5.b1cos1 = 17/2+10+10+63-0,5.66.cos16,8=60 mm

2.Phơng trình cân bằng lực

Momen xoắn

Đờng kính phần trục giữa 2 ổ dg = dổ + (5ữ10) mm = 40ữ45 mmLấy dg = 42 mm

4.Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Trong đó:

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn (ứng suất xoắn)

-1,-1 - Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình đối xứng của mẫu nhẵn đờng kính 7ữ10 mm

Với trục làm bằng thép 45 có b = 600MPa

Lấy -1= 250MPa -1=160MPa

a,a - Biên độ ứng suất uốn, ứng suât xoắn trong tiết diện trục

m,m - ứng suất uốn, ứng suất xoắn trung bình

ứng suất uốn coi nh thay đổi theo chu trình đối xứng, ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động do đó:

K , K - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

 - Hệ số tăng bền bề mặt trục với bề mặt trục không đợc tăng bền

 =1

Xét tại 2 tiết diện nguy hiểm của trục

Tiết diện 1 của trục tại gối đỡ 2, trục bị yếu do lắp ghép có độ dôi

Thoả mãn điều kiện an toàn trục vậy đờng kính đoạn trục lắp ổ lăn

có d=35 mm

Tiết diện 2 đoạn trục lắp bánh răng côn d=30mm

Kích thớc d= 30 mm tra kích thớc then bảng 9.1a/173 Thiết kế HTDĐ1

1.Tính các chiều dài cần thiết

h1 - Khoảng cách từ gối đỡ 1 đến bánh răng trụ

h1= B2/2+ l2+a +b2 /2 = 19/2+10+10+95/2=77mm

l'2 - Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trục l'2= 232mm

l''2 - Khoảng cách từ gối đỡ 2 đến bánh răng côn

-0,5.b1cos1 = 19/2+10+10+68+10-0,5.66.cos16,8=76mm

2.Phơng trình cân bằng lực

Momen xo¾n

Đờng kính phần trục giữa 2 ổ dg = dbrc + (5ữ10) mm = 50ữ55 mm Lấy dg = 50 mm

4.Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Xét tại 2 tiết diện nguy hiểm của trục

Tiết diện 1 của trục tại đoạn trục lắp bánh răng trụ, trục bị yếu do có rãnh then và lắp ghép có độ dôi

Kích thớc d= 48 mm tra kích thớc then bảng 9.1a/173 Thiết kế

Chọn đờng kính đoạn trục này là 48 mm

Tiết diện 2 của trục tại đoạn trục lắp bánh răng côn, trục bị yếu do có rãnh then và lắp ghép có độ dôi

a=max =M/W=384780/9403 = 40,9MPa

m =a=0,5.max=0,5.T/W0=0,5.520246/20255 = 12,8MPa

Xét ảnh hởng của rãnh then

Đờng kính d=48 mm  = 0,85 ,  =0,78

Trị số K , K với trục có rãnh then tra bảng 10.12/199 Thiết kế HTDĐ1 phay bằng dao phay ngón K = 1,76 ; K = 1,54

Momen xoắn cần truyền T = 1989583 Nmm = 1989,583 Nm chọn sơ

bộ đờng kính trục lắp khớp nối d = 75 mm  Đờng kính vòng tròn

2.Tính các chiều dài cần thiết

k1 - Khoảng cách từ gối đỡ 1 đến bánh răng trụ

k1= B3/2+ l2+a +b2 /2 = 24/2+10+10+95/2=79,5mm

k2 - Khoảng cách từ khớp nối tới ổ lăn

k2 = B3/2 + l3+l4+l5/2=24/2+20+10+50/2=67mm

l'3 - Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trục l'3= 237 mm

l''3 - Khoảng cách từ gối đỡ 2 đến bánh răng trụ

+b2/2 = 24/2+10+10+68+10+95/2 =157,5mm

3.Phơng trình cân bằng lực

§êng kÝnh trôc l¾p khíp nèi dk = dæ - (2÷5) mm = 65÷68 mm

LÊy theo tiªu chuÈn dk = 65 mm

§êng kÝnh phÇn trôc gi÷a æ vµ b¸nh r¨ng dg = dbrt + (5÷10) mm = 80÷85 mm

LÊy dg = 80 mm

5.Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Xét tại 2 tiết diện nguy hiểm của trục

Tiết diện 1 của trục tại đoạn trục lắp bánh răng trụ, trục bị yếu do córãnh then và lắp ghép có độ dôi

Kích thớc d= 75 mm tra kích thớc then bảng 9.1a/173 Thiết kế

KiÓm nghiÖm øng suÊt dËp

KiÓm nghiÖm øng suÊt c¾t

Xét đoạn trục lắp bánh răng côn nhỏ d = 30 mm; T = 164056 NmmThen kích thớc b  h = 8  7 ; t1 = 4 mm;

Chiều dài mayơ lm = (1,2  1,5) 30 = 36  45 mm Nhng do bánh

Kiểm nghiệm ứng suất dập

Kiểm nghiệm ứng suất cắt

Kiểm nghiệm ứng suất dập

Kiểm nghiệm ứng suất cắt

Xét đoạn trục lắp bánh răng côn lớn d = 48 mm; T = 520246 NmmThen kích thớc b  h = 14  9 ; t1 = 5,5 mm

Chiều dài mayơ lm =(1,2  1,5) d Lấy lm = 70mm

Chiều dài then lt = (0,8  0,9) lm = 5663mm

Tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định = 100 MPa;

Kiểm nghiệm ứng suất dập

Kiểm nghiệm ứng suất cắt