Đồ án hộp giảm tốc đồng trục

đồ án chế tạo hộp giảm tốc đồng trục .................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................

MỤC LỤC

Nội dung Lời nói đầu Chương 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG, PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

2.2 Xác định thông số của bộ truyền ngoài

Chương 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 Bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

3.1.1 Chọn vật liệu

3.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

3.1.3 Xác định ứng suất uốn cho phép

3.1.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3.1.5 Xác định các thông số ăn khớp

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

3.17 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Trang25

667999

10101214

1515161820212225

3.2 Bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

3.2.1 Chọn vật liệu

3.2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

3.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.3.1 Tính toán kiểm nghiệm trục I

4.3.2 Tính toán kiểm nghiệm trục II

4.3.3 Tính toán kiểm nghiệm trục III

4.4 Tính then

4.4.1 Kiểm nghiệm độ bền then trên trục I

4.4.2 Kiểm nghiệm độ bền then trên trục II

4.4.3 Kiểm nghiệm độ bền then trên trục III

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

3435353536363939455259596061

63636568

CHƯƠNG 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP

6.1 Tính kết cấu vỏ hộp:

6.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

6.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc

6.7.3 Mối ghép giữa lắp ổ và gối

6.7.4 Các mối ghép của bánh răng, khớp nối với trục:

6.7.5 Mối ghép giữa bạc chặn và trục

TÀI LIỆU THAM KHẢO

70707070707274747474757576

LỜI NÓI ĐẦU

ính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung cốt lõi không thể thiếu trông chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án chi tiết máy là môn học giúp sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như:

T

Chi tiết máy, sức bền vật liệu, dung sai lắp ghép, vẽ kỹ thuật…đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dung để giảm vận tốc góc, tăng mômen xoắn Với chức năng như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện kim, sản xuất các loại máy công cụ…Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc đồng trục.

Trong quá trình làm đồ án, nhận được sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ môn, đặc là thầy Vũ Hoài Anh, em đã hoàn thành đồ án môn học của mình Do đây là lầnđầu, với trình độ và thời gian hạn chế nên ttrong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai xót xảy ra, em mong nhận được những ý kiến đóng góp của các thầy trong bộ môn Em xin chân thành cảm ơn !

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

1.1 .1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết lớn nhất trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

Pct = Pt /η

( công thức 2.8, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,PGS.TS Trịnh

Chất – TS Lê Văn Uyển)

Trong đó: Pct – là công suất cần thiết trên trục động cơ, KW

Pt – là công suất tính toán trên trục máy công tác

η - là hiệu suất truyền độngCông suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác:

Pt = Plv=

Với:

Plv là công suất trên trục tang quay, KW

F là lực kéo băng tải, N

v là vận tốc băng tải, m/s

Pt = Plv= = 6,96 KW Theo sơ đồ tải trọng thì

Tra bảng 2.3 ( trang 19, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,

PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)

• ηol = 0,995 _hiệu suất của 1 cặp ổ lăn ( vì ổ lăn được che kín)

• ηbr = 0,97 _hiệu suất của 1 cặp bánh răng

• ηk = 1 _hiệu suất khớp nối trục

• ηđ = 0,96 _hiệu suất bộ truyến đaiThay số ta có:

η = 1 0,972 0,9954 0,96 0,89

Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương:

Pt = Ptđ ( công thức 2.12 trang 20, sách tính toán thiết kế hệ

dẫn động cơ khí, tập 1, PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển).

Ta lại có: Ptđ = Pt

Trong đó : là hệ số chuyển đổi giữa công suất và mômen

được tính theo công thức sau:

Vì công suất P tỷ lệ thuận với moomen T, do đó ta có hệ số chuyển đổi công suất

và moomen như sau:

Chọn tỷ số tuyền sơ bộ của toàn hệ thống là usb

Theo bảng 2.4 (trang 21, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 của

PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp là:

usbh = 20

Chọn tỷ số truyền ngoài ( bộ truyền đai ) là: usbđ = 2,4

Theo công thức 2.15 ( trang 21, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1

của PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)

≈ 29 vg/ph Trong đó: v là vận tốc của băng tải

D là đường kính băng tải

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb là :

T T

Theo bảng phụ lục P1.3 ( trang 236, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

khí,tập 1 của PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển).

Ta chọn động cơ 4A112M4Y3

Tra bảng P1.7 (trang 242, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, , tập 1 của

PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) Ta được đường kính trục dđc = 32 mm

Kết luận:Động cơ 4A112M4Y3 phù hợp với yêu cầu thiết kế

dc c lv

n u n

Chọn uđai = 2,4  uhộp = = 20,48

uhộp = u1 u2

Trong đó: u1: là tỷ số truyền cấp nhanh

u2: là tỷ số truyền cấp chậm

Vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dung hết khả năng của cấp nhanh ta chọn

theo công thức 3.14 (trang 44,sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1 của

PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)

Trục III : PIII= PII ηbr ηol =5,2.0,97.0,955 ≈ 5,02 KW

Trục tang : Pt = PIII ηđ ηol =5,02.0,96.0,995 ≈ 4,8 KW

I II

n n u

II III

n n u

n n u

1425

I I

P

N.mm

Trục II : TII = 9,55 106

6 5, 29,55.10 156819

CHƯƠNG 2: TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI – BỘ TRUYỀN ĐAI

2 Tính bộ truyền đai bên ngoài hộp giảm tốc

Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai dẹt

: lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai dÑt

b : lµ chiÒu réng cña ®ai dÑt.

A : lµ diÖn tÝch tiÕt diÖn ®ai A = bx

2.1 Chọn loại phù hợp với khả năng làm việc

- Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 3 ca tương đương với 24h, cho nên đai phải có độ bền cao, đảm bảo kinh tế và giá thành tốithiểu nhất, nên lựa chọn đai dẹt được làm bằng vải và cao su

2.2 Xác định đường kính đai nhỏ

- Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm:

d1=(5,26,4)

d1=(5,26,4).= 155191 (mm)

Theo tiêu chuẩn bảng 21.15 trang 163 tập 2, ta sẽ chọn được d1=180 (mm)

Khi đó vận tốc được xác định bởi công thức sau

trong đó: là tỉ số truyền của bộ truyền đai

là hệ số trượt đối với đai vải cao su,

d1.là đường kính đai nhỏ sau khi chuẩn hóa

d2= (mm)

Theo tiêu chuận bảng 21.15 ta chọn d2=450 (mm)

i: số lần uốn của đai trong 1 giây

Đảm bảo độ bền của đai

2.5 Nghiệm góc ôm

2.6 Xác định thiết diện đai

- Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai

- Chọn hệ tải trọng động kd = 1,3 do đai làm việc trong 3 ca, dao động nghẹ tại trọng

mở máy 150% tải trọng danh nghĩa

- Đối với ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau

2.7 Tính lực căng ban đầu tác dụng lên trục.

- Lực căng ban đầu

TII (Nmm) 156819 u2 4,5

Thời gian phục vụ: lh = 11.000 giờ

3.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh :( Bánh răng nghiêng )

 Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu gì đặc biệt về vật liệu, để thống nhất trong thiết kế nên chọn vật liệu hai cấp như nhau Cụ thể thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của bánh răng, nên nhiệt luyện báng răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị

H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15)HB

 Dựa vào bảng 6.1 [1] cơ tính của một số vật liệu ta chọn

Cặp bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1 = 245

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của bề mặt làm việc

+ ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

+ YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

+ KXF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

HO N

N

1 1

mH bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc mH = 6 (vì HB1 = 245 ≤ 350)

= 48,3.107 ≥ NHO

1 = 1,6.107

Vậy KHL

1

= 1[σH

1

] =

1,1

1.560

1 = 4.106

Vậy NFE

1

≥ NFO

1 vậy KFL= 1

 Với bánh răng lớn tính toán tương tự ta có

2

] =

1,1

1.530

= 481,8 (MPa)+ [σH] = 2

][ ][σH1 + σH2

8,481

509+

= 495,4 (MPa)

[σH] = 495,4 (MPa) ≤ 1,25 [σH]min = 1,25.481,8 = 602,25 (MPa)+ σ

[σF

1

] =

75,1

1.441 = 252 (MPa)[σF

2

] =

75,1

1.414

= 236 (MPa)Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max = 2,8.σch

2

= 2,8.450 = 1260 (MPa)[σF

1

]max = 0,8.σch

1

= 0,8.580 = 464 MPa)[σF

2

]max = 0,8.σch

2

= 0,8.450 = 360 (MPa)

3.2. Tính toán nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp nhanh.

 Theo công thức 6.15a/96 [1] ta có.

[ ]

1 H 3

+ Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng

+ Ti: momen xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)+ [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép MPa

+ u1: tỉ số truyền cấp nhanh

với bw: chiều rộng vành răng.

 Tra bảng 6.5 với răng nghiêng vật liệu 2 bánh là: Thép – Thép Ka = 43

• Tra bảng 6.6 ba

Ψ

= 2

5,0

= 0,25bd

cos

a w β

=

2.130, 2.0,942.(4,5 1)+

= 27,44Lấy z1 = 28

 Theo công thức 6.32/103 [1]

Số răng bánh lớn: z2 = u1.z1 = 4,5.28 = 196,88

Lấy Z2 =100

+ Tổng số răng cả hai bánh là: 28 + 100 = 128

Góc nghiêng β được tính lại:

Khi 10 ≤ z1 ≤ 30 thì x1 = x2 = 0,5

c Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

tg

= arctg

200,98

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

 Theo công thức 6.34/105 [1] ta có:

=

02.cos11, 47sin(2.20,37)

 Theo công thức 6.37/105 [1] ta có tính hệ số trùng khớp dọc

w

b sinm

= 58,38 (mm)

• Vận tốc vòng, theo công thức 6.40/106 [1] ta có:

v = 60000

d w1n1

π

=

3,14.58,38.316,6760000

+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

= 1+

Do đó ZR = 0,95

với da< 700 (mm) → KxH = 1

 Theo công thức 6.1/91 và 6.1a/93 (I) ta có:

[σH] = [σH].ZV.ZR.KXH = 495,4.1.0,95.1 = 470,71 (MPa)

Như vậy [σH] = 423,5 (Mpa < [σH] = 470,71 (Mpa) bánh răng đủ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

= 0,6– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

+ Yβ = 1-

11, 47

140

= 0,89– hệ số kể đến độ nghiêng của răng;

 Số răng tương đương

Zv1 =

1

28cos cos (11, 47)

Z

β

=

= 106,2 vậy Zv2 = 107Theo bảng 6.18/109 [1] ta có:

+ KFβ = 1,24 (bảng 6.7/98 [1] – là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều dài

vành răng khi tính về uốn;

+ KFα = 1,40 (theo bảng 6.14/107 [1] – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải

trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn;

+ KFv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

 Theo công thức 6.46/109 [1] ta có:

+

F w w1 Fv

Vậy KFv = 1 +

5,13.32,55.58,382.31689.1, 24.1, 4

= 1,05suy ra KF = 1,24.1,40.1,05 = 1,82

 vậy σF1 =

2.31689.1,82.0,6.0,89.3, 432,55.55, 6.2

+ YR = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

+ KxF = 1 (da< 400 mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

[σF2] = 98

52,3

4,3 = 96,6 (MPa) < [[σF2]

 Như vậy bánh răng đủ đảm bảo về độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

 Tính hệ số quá tải:

= 98.2,2 = 215,6 Mpa < σ[ ]F1 max =464

(Mpa)

[ ]F2 max F2.Kqt F2 max

= 130,2 (mm)

 Do cần dịch chỉnh để tăng kích thước nên ta chọn aw2 = 131 (mm)

 Tính hệ số dịch tâm: Theo công thức 6.22/100 [1] ta có:

y =

2

1 2

1310,5( ) 0,5(29 101) 0,5

t

y

 Theo bảng 6.10a/101 [1] được kx = 0,217

 Theo công thức 6.24/100 [1] tính hệ số giảm đỉnh răng

Z m a

 Theo công thức 6.34/105 [1] tính hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

ZH =

=

=

)20.2sin(

0cos.22

84,143

130, 2 0, 006.73.0,66.

4,5

w H

KHv = 1+

1 2

ZV = 1 vì v < 5 (m/s)

 Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám RZ = 10 ÷ 40(µm), do đó ZR = 0,9

65,401

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Theo công thức 6.43/108 (I) ta có:

4,5

w F

a

g v u

= 17,06

+ YR = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

+ YS = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032– hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tậptrung ứng suất;

KxF = 1 (da< 400mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

[ ]σF1 =176,4.1.1,032.1

= 182,05 (Mpa)[ ]

4,3

= 64 (Mpa)[ ]

σ < σ

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

= 66,2.2,2 = 145,64 (Mpa) <[ ]σF1 max

= 464 (Mpa)

[ ]F2max F2.Kqt F2 max

= 57,27.2,2 = 126 (Mpa) <[σF2 max]

= 360 (Mpa)

 Theo bảng 6.11/104 (I) ta tính được các giá trị trong bảng sau.

Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng

Các thông số cơ bản Bộ truyền cấp nhanh(bánh răng trụ răng

nghiêng)

Bộ truyền cấp chậm(bánh răng trụ răngthẳng)

Hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45

thường hóa có σb = 600 (MPa)

T đc

Lấy Fkn = 0,2 0

.2

D

T đc

+ Trong đó:

• Tđc = 36859 (Nmm) momen xoắn trên trục động cơ

• D0 : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo momen xoắn tính toán Tt của khớp nối

Tt = K.Tđc

• K: hệ số chế độ làm việc+ Theo bảng 16.1/58 (II) chọn loại máy băng tải, chọn K = 1,5

+ [τ

] = 15 ÷

30 (MPa)

 Để tính đường kính đầu vào của hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động

cơ thì đường kính này tối thiểu phải lấy bằng (0,8 ÷

 Đường kính sơ bộ của trục 2 Lấy [ ]τ

= 20 (MPa)

Vậy d2 = 3 2[ ]

2 ,

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

 Theo bảng 10.2/189 [1] ta có Xác định gần đúng với chiều rộng ổ lăn b0 tươngứng

lm22 = lm13 = (1,2 ÷

1,5)d2 = 1,5.40 = 60 (mm)+ Trục III:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 =8

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành nắp ổ k3 = 15

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 18

 Ta có lcki là khoảng công xôn trên trục k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lcki = 0,5(lmki + b0) + k3 + hn

+ Lực khớp nối Fx1 = (0,2…0,3).

2T D

với D = 71 (mm)Vậy chọn Fx1 = 340 (N)

a. Tính lực.

=> FBY =

2 2 2 770,3.56,5 413,5.26,9

483,6113

(mm)

+ Mu22 =

2 2

2 69291,6 27323,4 74484 2,

(Nmm)Vậy M2 =

(mm)+ Theo tiêu chuẩn chọn

+ σ-1; τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

vậy liệu là thép C45 nên

τ-1

≈ 0,58 σ-1 + σa, τa; σm, τm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét

σ-1 = 0,436.σb

+ Tra bảng 10.5/195 [1] trục làm bằng thép C45 có σb = 600 (MPa)Vậy σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 (MPa)

σa = σmax =

2 2

(N/mm2)

 Phương pháp gia công trên máy tiện, các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=

2,5…0,63 micromet, do đó theo bảng 10.8/197 [1] hệ số tập trung ứng suất do

trạng thái bề mặt là Kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt do đó hệ số tăng bền KY = 1

 Theo bảng 10.12/199 [1] khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại

rãnh then ứng với vật liệu σb = 6000 (MPa) là

2,131

x

y

K

K K

σ

σε

2,031

x

y

K

K K

τ

τε

 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ là

4.5.2 Tính trục II

29

2 =

(mm)+ Fx2 = 6703 (N)

+ Fy2 = 2539,5 (N)

a. Tính lực.

•

Vậy d11 ≥

3 205678, 7

32 0,1.63 =

X Y T

(Nmm)+ M2 =

Trên trục III, xét tại tiết diện lắp bánh răng dẫn 3

+ σ-1; τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

vậy liệu là thép C45 nên

τ-1

≈ 0,58 σ-1