THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

PhầnI: chọn độngcơ và phân phối tỷ sốtruyền....................................................5 PhầnII: Tính toán bộ truyền đai...........................................................................10 Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng..................................................................15 Phần IV: Tính toán trục..........................................................................................36 Phần V: Tính then...................................................................................................52 Phần VI: Thiết kế gối đỡ trục.................................................................................56 Phần VII: Cấu tạo vỏ và các chi tiết máy khác......................................................52 Phần VIII: Nối trục................................................................................................64 Phần IX: bôi trơ hộp giảm tốc................................................................................65

BỘ CÔNG THƯƠN

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

Đề tài:

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Giáo viên hướng dẫn : Bùi Ánh Hưng

Sinh viên thực hiện : Đỗ Xuân Kiên

Lớp : ĐHCK6AND

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ

khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làmquen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho

chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp giảm

tốc hai cấp( hộp khai triển) ” Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng

kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng,song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được

sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết đểsau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc

biệt là thầy Bùi Ánh Hưng đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình.

Em xin chân thành cảm ơn ! Nam Định, ngày tháng năm 20

Sinh viên: Đỗ Xuân Kiên

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Nam Định, ngày thág năm

I Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( hộp khai triển )

(1 cấp thẳng - 1 cấp nghiêng)

4, Bộ truyền đai

II Các số liệu ban đầu:

1 Lực kéo băng tải: F = 13500 (N)

12

3

4

5Fv

I

Phần I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và

mômen xoắn trên trục.

1 Công suất cần thiết

Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (Kw)

Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (Kw)

– hiệu suất chuyền động

Ta có: Pt =

 Pt =

Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: Pt = 7,425 (Kw)

Áp dụng công thức Pct= với =

Trong đó: , , , được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ

= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai

= 0,98 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

= 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

= 1 – hiệu suất của khớp nối

 Pct = = 8,22 (Kw)

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 8,22 (Kw).

2 Tính số vòng quay trên trục của tang

Ta có số vòng quay trên trục của tang là: nt =

nt = = 30,03 (vòng/phút)

3 Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ

Tra bảng Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộcủa động cơ là:

Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.id = 30,03.12.2 = 720 (vòng/phút)

Trong đó: ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc

id – tỷ số truyền của đai thang

ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 12; id = 2

Ta có ic = ihgt.id

Trong đó: ic – tỷ số truyền chung

ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc

id – tỷ số truyền của đai

Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc id = 2

Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc

ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

 ich== 3,04

 inh=1,3.3,04 = 3,96

1.6 Công suất động cơ trên các trục

- Công suất động cơ trên trục I là:

1.8 Xác định mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức:

PhầnII – Tính toán bộ truyền đai.

2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai

Vd = Vmax = (30 ÷ 35) m/s

 D1 = 922,46 (mm)Theo ( bảng 5.14 và bảng 5.15 sách TKCTM trang 93 ) chọn D1 = 900 mm

Trong đó: id – hệ số bộ truyền đai

- Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy = 0,02( trang 84 sách TKCTM )

 D2 = 2.900.(1 – 0,02) = 1764 (mm)Chọn: D2 = 1800 mm theo ( bảng 5.15 sách TKCTM trang 93 )

Số vòng quay của trục bị dẫn:

= (1 – 0,02) 725 = 355,25 (vòng/phút)

Kiểm nghiệm n = 100% = 100% = 2 (%)

Sai số n nằm trong phạm vi cho phép ( 3 ÷ 5 )%

2.2.3 xác định tiết diện đai

Với đường kính đai nhỏ D1 = 900 (mm) , vận tốc đai Vd = 34,11 (m/s) và Pct =8,22(Kw) tra ( bảng 5-13 sách TKCTM trang 93 ) ta chọn đai loại B với các thông

số (bảng 5-11) sau:

Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h A 2(D1 + D2)

( với h là chiều cao tiết diện đai )Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy

Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 9000 (mm)

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Áp dụng công thức : u = umax = 10

hb

bt

y0

0,55(D1 + D2) + h A 2(D1 + D2)0,55(900 + 1800) + 13,5 2337,17 2(900 + 1800)

2.9 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu với mỗi đai:

Theo công thức (5-25) ta có : S0 = 0 F

Trong đó: 0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu

F = 230 mm2 : Diện tích tiết diện đai

Bảng 2: các thông số bộ truyền đai

Phần III – Thiết kế bộ truyền bánh răng

3.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánhrăng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyềnbánh răng quay 2 chiều Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chon độrắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB Chọn:

• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thépnhư sau: giả thiết đường kính phôi: 60 90 chọn 90 mm

(Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc)

3.1.2 Xác địnhứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp

Trong đó: Mi, ni, Ti – mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng thời

gian làm việc ở chế độ I ;

Mmax – mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng ( ở đây không

tính đến mômen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn) ;

u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng ( trường hợp này u = 1)

Số chu kì làm việc của bánh răng lớn:

ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[σ]N2tx = 2,6.210 = 546 N/mm2

• Xác định ứng suất uốn cho phép:

Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n ≈1,8 và hệ số tập trung ứngsuất chân răng Kσ = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM)

= 118 N/mm2

+ Bánh lớn: [σ]u2 1 , 8 1 , 8

1 600 45 , 0

.

)

10 05 , 1 ( ).

1 (

n

N K i

i

A

tx ψ σ

±

≥

Trong đó: i = = = 3,96 : tỉ số truyền

n2 = 91,54 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn

N = 7,89 (Kw): công suất trên trục I

• Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb=1,05

3.1.6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:

• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A

+

i m

10 1 , 19

Ztd : Số răng tương đương trên bánh

b, σu : Bề rộng và ứng suất tại chân răngTheo bảng (3-18):

- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:

Ztd1 = Z1 = 32 (răng)

⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,476

- Số răng tương đương của bánh lớn:

3.1.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)

+ Bánh răng nhỏ

[σ]txqt1 = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2)+ Bánh răng lớn

.

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A

+

= = 496,31 (N/mm2)

⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánhrăng lớn

• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

10 1 , 19

⇒σuqt2<[σ]uqt2 Thoả mãn

3.1.9 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Đường kính vòng chân răng Di1 = 88,5 mm Di2 = 370,5 mm

= = = 4330,43 (N)

- Lực hướng tâm Pr : Pr = P.tgαo = 4330,43.tg20o = 1576,14 (N)

3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

3.2.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp nhanh

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánhrăng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyềnbánh răng quay 2 chiều Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chon độrắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB Chọn:

• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thépnhư sau: giả thiết đường kính phôi: 60 90 chọn 90 mm

(Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc)

3.2.2 Xác địnhứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp

Trong đó: Mi, ni, Ti – mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng thời

gian làm việc ở chế độ I ;

Mmax – mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng ( ở đây không

tính đến mômen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn) ;

u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng ( trường hợp này u = 1)

Số chu kì làm việc của bánh răng lớn:

[σ]N2tx = 2,6.210 = 546 N/mm2

• Xác định ứng suất uốn cho phép:

Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n ≈1,8 và hệ số tập trung ứngsuất chân răng Kσ = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM)

= 118 N/mm2

+ Bánh lớn: [σ]u2 1 , 8 1 , 8

1 600 45 , 0

.

.

10 05 , 1 ).

1 (

n

N K i

Trong đó: i = = = 3,04 : tỉ số truyền

θ = (1,15 1,35) chọn θ = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải

n3 = 30,11(vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn

N = 7,65 (Kw): công suất trên trục II

3.2.6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:

• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A

+

i m

A

= = 45,87 (răng)

⇒ Chọn Z1 = 46 (răng)

- Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 46.3,04 = 139,84 (răng)

3 140 46

2

2 1

A

m Z

2

6

b n Z m y

N K

n

sTrong đó : K = 1,421: Hệ số tải trọng

N: Công suất của bộ truyền (kW)y: Hệ số dạng răng

n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tínhm: Mô đun

Ztd : Số răng tương đương trên bánh

b, σu : Bề rộng và ứng suất tại chân răng

θ ′′

: Hệ số ảnh hưởng khả năng trọng tải Chọn θ ′′

= 1,5Theo bảng (3-18):

- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:

Ztd1 = cos 8,10

46 cos 2 2

1 = β

• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)

+ Bánh răng nhỏ

[σ]txqt1 = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2)+ Bánh răng lớn

.

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A

10 1 , 19

= 209,06 = 193,43 (N/mm2)

⇒σuqt2<[σ]uqt2 Thoả mãn

3.2.9 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 564 – 2.3 – 2.0,75 = 556,5 (mm)Bảng 3 2.2 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

65 , 7 10 55 , 9 2

10 55 , 9 2

d n

N d

M x

8490,35 (N)

20 35 , 8490 cos

.

o

o

tg tg

β

α

3121,37 (N)Lực dọc trục: Pa

n – Số vòng quay trong 1 phút của trục

III

III II I

Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng

Để tính các kích thước, chiều dài của trục tham khảo bảng 7 – 1 Ta chọncác kích thước sau:

- Khe hở giữa các bánh răng 10 (mm)

- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp: 10 (mm)

- Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm)

- Chiều rộng ổ lăn B =29 (mm)

- Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 20 (mm)

- Chiều cao của nắp và đầu bulông 20 (mm)

Z

X

Y

= = 2720,9 (N)

Pr1 = P1.tgαo = 2720,9.tg20o = 990,3 (N)

Lực căng ban đầu với mỗi đai So = σo.F

Trong đó : σo = 1,2: ứng suất căng ban đầu N/mm2

• Tính đường kính trục ở 2 tiết diện n – n và m – m theo công thức (7-3)

d ≥3 [ ]

1 ,

0 σ

td m

Đường kính trục ở tiết diện n – n:

Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n = 35 mm

Trục ở tiết diện m – m lấy dm-m = 38 mm

Chọn đường kính lắp ổ lăn: d = 40 mm

Mx(N.mm)

Mux(N.mm) Muy(N.mm)

Rxb

Ryb Pya

Pxa

Pr1 P1

102292,25

192767,37 193272

Biểu đồ mô men trên trục I

• Sơ đồ phân tích lực trên trục II:

Các lực tác dụng lên trục: P2; Pr2; P3; Pr3

P2 = 2

2

2

20 95 ,

- Tại tiết diện e – e

0 σ

td M

- Tại tiết diện :e – e

Mtd = M u2 +0,75.M x2 = = 548618,05 (N.mm)

De – e≥ = 42,79 (mm)

- Tại tiết diện :i – i

di2 – i2≥3 [ ]

1 ,

0 σ

td M

65 , 7 435 , 1 10 55 , 9

10

Pr3 P3 R y d

Biểu đồ mô men trên trục II

• Sơ đồ phân tích lực trên trục III:

57 , 7 10 55 , 9

n

.Kc.N 9,55.10

0 σ

td M

Muy(N.mm) Rfx

Biểu đồ mô men trên trục III

Trong đó : nσ hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

nτhệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

σ

σ σ

τa = τmax = o

x

W M

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

τa : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

W : mômen cản uốn của tiết diện

Wo : mômen cản xoắn của tiết diện

Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng

((7-6)(7-13))

β : hệ số tăng bền bề mặt trục

ψτ: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi

τm : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp

Mu, Mx : là mômen uốn và mômen xoắn

Trục I:

Xét tại tiết diện (m– m)

92 , 1

9 , 1

Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2

Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

92 , 1

9 , 1

Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2

Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

Trong đó: lm – chiều dài mayơ: lm = (1,21,5).d

• Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11)

σd = x [ ]d

l k d

M

σ

≤

.

2

N/mm2

Ở đây : Mx = 209832 (N.mm), l = 0,8.lm = 0,8.1,4.40 = 44,8 (mm)

τ

≤

.

2

- Bánh bị dẫn L2 :

σd = d k l

M x

.

2

Như vậy trục II thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt

5.3 Tính then lắp trên trục III

Đường kính trục III để lắp then là d = 90 mm

Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 24; h = 14; t = 7,0; t1 = 7,2; k = 8,7Theo TCVN 150 – 64 ( bảng 7-23) chọn L = 0,8.1,4.90 = 100,8 (mm)

Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11)

σd = d k l

M x

.

2

= = 51,93<[σ]d

Như vậy then trên tục III thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

Kết luận: Then trên các trục đều thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

Phần 6 - Thiết kế gối đỡ trục

6.1 Chọn ổ lăn

Trục I Trục II và trục III của hộp giảm tốc không có thành phần lực dọc trụcnên ta dùng ổ bi đỡ.

Kn = 1,1 : nhiệt độ làm việc dưới 150oC (bảng 8-4)

Kv = 1 : vòng trong của ổ quay (bảng 8-5)

RB = = 1024 (N.mm)

Vì lực hướng tâm ở gối trục A lớn hơn lực hướng tâm ở gối trục B, nên ta tính đốivới gối đỡ trục A và chọn ổ cho gối đỡ trục này, gối trục B lấy ổ cùng loại

Q = (Kv.RA + m.A).Kn.Kt = (1.1936,36+ 1,5.0).1,1.1,3 = 2768,99N = 276,899daNTra bảng (8-7) chọn (485.14000)0,3= 112

C = Q.(n.h)0,3 = 276,899.112 = 31012,68

Tra bảng 14P ứng với d = 40 mm: ổ cỡnhẹ, ký hiệu 208, Cbảng = 39000 > C

Đường kính ngoài của ổ D = 68 mm Chiều rộng ổ B = 15 mm

6.1.2• Sơ đồ chọn ổ cho trục II:

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

C = Q.(n.h)0,3< Cbảng

Ở đây : nII = 103,2 (vg/P): tốc độ quay trên trục II

h = 14000 giờQ: tải trọng tương đương (daN)

Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt

Hệ số m = 1,5 ( tra bảng 8-2)

Kt = 1,3 tải trọng tĩnh (bảng 8-3)

Kn = 1,1 nhiệt độ làm việc dưới 100OC ( bảng 8-4)

Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5)

C = 700,971.7,25 = 50820,33

Tra bảng 14P ứng với d = 60 mm chọn ổ ký hiệu (212) Có Cbảng= 62000 > C

Đường kính ngoài của ổ D = 110 mm, chiều rộng của ổ B = 22 mm

6.1.3• Sơ đồ chọn ổ cho trục III

R

E

R

F

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

C = Q.(n.h)0,3≤ Cbảng

Ở đây : nIII= 28,67 (vg/P) tốc độ quay trên trục III

h = 14000giờ, thời gian làm việc của ổ

Q : tải trọng tương đương (daN)Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.RD + m.At).Kn.Kt