Đồ án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng dẫn động băng tải công suất 6.5 kW

Thiết kế máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy.. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi làm việc d

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Bách Khoa, sau khi học xong phần

lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học Đối với môn học Thiết kế máy cũng vậy

Thiết kế máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ dẫn động

từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành

Khi thiết kế Đồ Án Thiết Kế Máy sinh viên lần đầu bắt tay vào một công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính

lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thế tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

Đà Nẵng ngày 10 tháng 11 năm 2014

Sinh viên thực hiện

Võ Nguyên Định

CHƯƠNG 1 CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 1.1 Phương án 1

Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích

- Nhược điểm

Tải trọng phân bố không đều trên trục Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn Tuổi thọ thấp

- Dựa vào ưu và nhược điểm của 2 phương án thiết kế trên, chọn phương án thiết

kế 2 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích

Chương 2 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2.1 Chọn động cơ điện

2.1.1 Chọn loại động cơ

- Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha kiểu lồng sóc giá rẻ, cấu tạo vận hành đơn giản nhất, mắc trực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần biết đổi dòng điện Được dùng rộng rãi nhất trong các ngành cơ khí, ví dụ trong máy công cụ, yêu cầu công suất, phụ tải dưới 100kW, không điều chỉnh vận tốc hoặc có thể điều chỉnh nhảy

cấp bằng cách thanh đổi số đôi cực từ

- Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất –

Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A132S4Y3 có Pđc = 7,5kW, nđc = 1480 vg/ph , ȵđc = 87,5

2.2 Phân phối tỉ số truyền

2.2.1 Xác định tỉ số truyền i t của hệ thống dẫn động

- Ta có:

13,45110

1480n

nigt

i1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

i2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

- Chọn sơ bộ inh = 2,24

- Do đó tính được:

5,6 2,24 13,45

ng i t i h

Chọn i1 = 2,73 ; i2 = 2,20

Tính lại giá trị của ing theo ii của hộp giảm tốc:

2,242,73.2.20

13,45.i

i

ii

2 1

t

2.2.3 Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục:

- Công suất trên các trục:

kW75,55,8.0,99.1.n

.nPP

k ol II

kW5,88.0,956,175.0,99.n

.nPP

br ol I

kW6,1756,5.0.95

.nPP

đ đc

- Số vòng quay trên các trục:

vg/ph660

2,24

1480i

iiđ I

đc  



vg/ph2422,73

660i

ii1

I

II   

vg/ph1102,2

242i

ii2

II III   Mômen xoắn trên các trục:

Nmm)(

419421480

6,5.69,55.10n

P69,55.10T

đc

đc

Nmm)89350

660.69,55.10n

P.69,55.10

242

5,88.69,55.10n

P.69,55.10T

II

II

Nmm)110

.69,55.10n

P.69,55.10

III III

Bảng kết quả thông số tính toán :

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 3.1 Chọn bộ truyền

Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, được dùng để truyền động ở các trục xa nhau Trong truyền động xích, cùng một lúc có thể truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục Tuy nhiên đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, làm việc có va đập, chóng mòn nhất là do bôi trơn không tốt vả môi trường làm việc nhiều bụi

Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền u = ung = 2,24 Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 65 kW, số vòng quay trục dẫn n = 1480 vòng/phút Kiểu xích con lăn

- Với i=2,24, theo bảng 5.4 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta chọn số răng z1=25 Từ z1 suy ra z2= i.z1= 2,24x25=56

Xác định bước xích p :

-Theo bảng 5.5 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, theo đề công suất của động cơ là 65kW, ta chọn số vòng quay đĩa nhỏ n01=200vg/ph, bước xích p=50,8mm, đường kính chốt dc=14,29mm, chiều dài ống B=45,21mm

- Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng :

+ kA-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(3050).t nên ta chọn kA=1

+ ko-Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60o

=1

Khoảng cách trục a: amin≤ a ≤ amax

với amin= 0,5(da1+da2) + (30 50); amax=80p

khi thiết kế thường sơ bộ chọn a= (30 50)p

c) Tính đường kính của đĩa xích :

Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :

)(40525

180

8.50180

1

Sin Z

180

8,50180

2

Sin Z

Sin

p

d c  o  o 

e) Tính lực tác dụng lên trục :

NkP

k

t

10.6

+ n : Số vòng quay của đĩa dẫn

+ Z : số răng của đĩa dẫn

)N(2840110

.8,50.25

5,6.15,1.10.6n

.p.Z

N.k.10.6P.kR

7 t

7

Các thông số tính được :

CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

4.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

4.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

k1= 600 N/mm2 ; ch1= 300N/mm2 ; HB = 200

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm

4.1.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép :

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1= 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1) Trong đó:

+ Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

+ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng + u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Ntđ1=60.1.6,5.330.16.(660/2,24).[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 34,13.107 > Novới N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:

Ntđ2= Ntđ1/ung = 28.107 / 2,24= 15,24.107> No

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1

Theo bảng 3-9: []Notx= 2,6.HB

[]tx = []Notx k’N Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :

[]tx1= 2,6x200= 520 N/mm2Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :

[]tx2= 2,6x170= 442 N/mm2Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)mni.Ti (3.2) Các thông số như trên

m : bậc của đường cong mỏi uốn Đối với thép thường hoá m= 6

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:

Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.(660/2,24).[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 30,8.107

 Ntđ1= 2,24.30,8.107= 69.107

Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No

Với N0 chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn N0=5.106

Do đó kN = 1 : hệ số chu kỳ ứng suất uốn

[]u=





kn

kN

.5,

(3.3) do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động

Giới hạn mỏi uốn của thép 45: -1= 0,43 k = 0,43.600=258 N/mm2

Giới hạn mỏi uốn của thép 35: -1= 0,43.500 = 215 N/mm2

Hệ số an toàn: n = 1,5

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k= 1,8

Bánh nhỏ: []u1=

8,1.5,1

1.258.5,1

= 143,3 N/mm2

Bánh lớn: []u2=

8,1.5,1

215.5,1

2

6 1

.'

][

10.05,1)1(

n

N k u

u A

175 , 6 5 , 1 24 , 2 442

10 05 , 1 ) 1 24 , 2 (

2 6

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

s m u

n A

) 1 24 , 2 (

1000 60

660 142 2 )

1 ( 1000 60

.

A

124,2

350.21

.2

b n (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4

Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,045.1,4=1,463

Do k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A

Như vậy lấy chính xác A= 142mm (3.8)

f) Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng :

Modun pháp : mn = (0,010,02).A = (2,54)mm

Theo bảng 6.8 chọn mn= 2,5mm

Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10o

Số răng của bánh nhỏ:

17 ) 1 24 , 2 ( 5 , 4

10 cos 142 2 ) 1 (

cos 2

142.2

5,2.131

Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3.(3.11)

Đối với bánh răng nhỏ:

2 6

1 1 2 1

6

5 , 1 105 660 47 5 , 4 49 , 0

175 , 6 5 , 1 10 1 , 19 ''

.

10 1 , 19

mm N b

n Z m y

N k n



vậy 1 < []u1=143,3 N/mm2

Đối với bánh răng lớn:

u2 = u1.y1/y2 (3.13)

u2 = 36,49.0,49/0,517=34,58N/mm2 < []u2 = 119,4 N/mm2 h) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt=2,5[]Notx.(3.14)

Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2 Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2

ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt =0,8.ch.(3.15)

Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2 Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2 Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt I

I

n b

N k i i

) 1 (

10 05 ,

660.105.2,1

75,61.5,1.24,324,2.350

10.05,1

mm N



3 6

/4944,1.242.105.2,1

58.5,1.24,324,2.350

10.05,1

mm N



txqt1 < 1300 N/mm2  thỏa mãn

txqt2<1105 N/mm2  thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : uqt = kqt.u

Bánh nhỏ: uqt1 = 36,49.1,4 = 51,09 N/mm2 < []uqt1Bánh lớn: uqt2 = 119,4.1,4 = 167,16 N/mm2 < []uqt2

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm

4.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép :

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1= 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1) Trong đó:

+ Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

+ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng + u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Ntđ1=60.1.6,5.330.16.(660/2,24).[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 34,13.107 > Novới N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:

Ntđ2= Ntđ1/ung = 28.107 / 2,24= 15,24.107> No

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1

Theo bảng 3-9: []Notx= 2,6.HB

[]tx = []Notx k’N Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :

[]tx1= 2,6x200= 520 N/mm2Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :

[]tx2= 2,6x170= 442 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)mni.Ti (3.2) Các thông số như trên

m : bậc của đường cong mỏi uốn Đối với thép thường hoá m= 6

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:

Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.(660/2,24).[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 30,8.107

 Ntđ1= 2,24.30,8.107= 69.107

Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No

Với N0 chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn N0=5.106

Do đó kN = 1 : hệ số chu kỳ ứng suất uốn

[]u=





kn

kN

.5,

(3.3) do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động

Giới hạn mỏi uốn của thép 45: -1= 0,43 k = 0,43.600=258 N/mm2

Giới hạn mỏi uốn của thép 35: -1= 0,43.500 = 215 N/mm2

Hệ số an toàn: n = 1,5

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k= 1,8

Bánh nhỏ: []u1=

8,1.5,1

1.258.5,1

= 143,3 N/mm2

Bánh lớn: []u2=

8,1.5,1

215.5,1

= 119,4N/mm2

4.2.3 Tính toán thông số bộ truyền

a) Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:

Có thể chọn sơ bộ k = 1,5

6 2

.'

][

10.05,1)1(

n

N k u

u A

88 , 5 5 , 1 24 , 2 442

10 05 , 1 ) 1 24 , 2 (

2 6

1000 60

242 212 2 )

1 u ( 1000 60

n A 2

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm i

A

1

2

b n (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4

Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,045.1,4=1,463

Do k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A

Như vậy lấy chính xác A= 212mm (3.8)

f) Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng :

cos 2





i m

A Z

142.2

5,2.131

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

b = 74,2mm g) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3.(3.11)

Đối với bánh răng nhỏ:

2 6 1

1 2 1

6

5 , 1 105 660 47 5 , 4 49 , 0

175 , 6 5 , 1 10 1 , 19 ''

.

10 1 , 19

mm N b

n Z m y

N k n

ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt=2,5[]Notx.(3.14)

Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2 Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2

ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt =0,8.ch.(3.15)

Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2

Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2 Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt I

I

n b

N k i i

) 1 (

10 05 ,

660.105.2,1

75,61.5,1.24,324,2.350

10.05,1

mm N



3 6

/4944,1.242.105.2,1

58.5,1.24,324,2.350

10.05,1

mm N



txqt1 < 1300 N/mm2  thỏa mãn

txqt2<1105 N/mm2  thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : uqt = kqt.u

Bánh nhỏ: uqt1 = 36,49.1,4 = 51,09 N/mm2 < []uqt1Bánh lớn: uqt2 = 119,4.1,4 = 167,16 N/mm2 < []uqt2

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

CHƯƠNG 5 THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

5.1 Thiết kế chi tiết trục

5.1.1 Chọn vật liệu

Là trục truyền chịu tải trọng trung bình, ngoài tác dụng đỡ các chi tiết quay còn truyền mômen xoắn, chịu uốn và xoắn đồng thời ngoài ra còn chịu tác dụng của lực dọc trục

Từ yêu cầu đó ta chọn vật liệu là thép C45 nhiệt luyện bằng phương pháp thường hóa

Theo công thức :

d ≥ 3 N C n

 (mm) (CT 7-2,tr.114[1]) Trong đó:

d : đường kính trục

N : công suất truyền của trục (KW)

n: số vòng quay trong một phút của trục (vòng/phút)

C: hệ số phụ thuộc vào ứng suất xoắn cho phép []

C= 110130

N = 3,88 (KW)

n = 242(vòng/phút)

=> d2 ≥ 43,8 (mm) Chọn: d2 = 45 (mm) Trục III

N = 5,75 (KW)

n = 110(vòng/phút)

=> d3 ≥ 58,7 (mm) Chọn d3 = 60 (mm)

b2 = 76 (mm) : bề rộng bánh răng bị dẫn cấp nhanh

b3 = 117 (mm) : bề rộng bánh răng dẫn cấp chậm

b4 = 112 (mm) : bề rộng bánh răng bị dẫn cấp chậm

c = 15 (mm) : khoảng cách giữa các chi tiết quay

= 10 (mm) : chiều dày thân hộp

B (mm): chiều rộng ổ lăn

 = 1,2=12(mm) : khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp

l = B + 2l2 +2a + b1 + c + b3 - 2.5 : khoảng cách giữa các gối đỡ

l1 = 16 (mm) : chiều cao của nắp và đầu bulông

l2 = 8 (mm) : khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp

l3 = l4 + l5 (mm) : khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục

l4 = 20 (mm) : khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp

l5 (mm) : khoảng cách từ nắp ổ đến đầu nối trục

l6 = l4 + 0,60,8d + 0,5.B+l1 : khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của đĩa xích

l7 (mm) : khe hở giữa trục và bánh răng

Trong quá trình tính toán chọn đường kính d theo sơ bộ và chiều rộng ổ lăn theo kích thước d sơ bộ

Chọn: B = 27 (mm) ; d = 50 (mm)

Chọn nối trục vòng đàn hồi: l5 =69 (mm)

l6 = 20 + 0,8.50 +0,5.27+16= 90 (mm)

Hình 5.1 sơ đồ phát họa hộp giảm tốc a) Tính trục thứ nhất

Hình 5.2 Các số liệu

Từ kích thước trục dI và mômen xoắn trên trục I , theo bảng [ Sách Thiết

kế Hệ DĐCK-T2] chọn nối trục vòng đàn hồi có các thông số cơ bản sau

Bảng 5.1:

[ T ]

(Nm)

Nmax(vòng/phút)

d

l d D Z

2

Theo bảng 16-1 [TTTKHDĐCK-T2] với bộ truyền cho thang máy ta lấy

k = 1,2

σd= 2,47 (N/mm2) Với :   d= (24) N/mm2

nên thỏa mãn điều kiện

16 1068

a



Điều kiện sức bền của chốt

 u c

u

Z D d

l T

1 , 0

Với l0 = l1 + 0,5l2 = 34 + 0,515 = 42 (mm)

Σu= 73 (N/mm2) Với :   u = (60  80) N/mm2 nên thỏa mãn điều kiện



= 2458,8 (N)

Tính phản lực ở các gối đỡ trục

0)(

1 1

ux uy

 M tđ

d (CT 7-3, tr117[1])

2 2

75 ,

Tính phản lực ở các gối đỡ trục

0)(

22

)

3 2 2 3

r cy

)(

2 2

ux uy

- Ở tiết diện e-e

2 2 )

(i i uy ux