Tính toán thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích

LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học và môn học cũng là cơ sở rất quan trọng c

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học và môn học cũng là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sau này

Đề tài của sinh viên được giao gồm có hộp giảm tốc hai cấp loại phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích.Trong quá trình tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy sinh viên đã dùng và tra cứu các tài liệu sau:

Tập 1 và tập 2 tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của

PGS.TS.TRỊNHCHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN

Dung sai và lắp ghép của GS.TS.NINH ĐỨC TỐN

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế nên dù đã cố gắng kham khảo tài liệu và bài giảng môn học nhưng bài làm của sinh viên không thể tránh những sai sót Mong được sựhướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô để sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin cảm ơn thầy HOÀNG XUÂN KHOA đã trực tiếp

hướng dẫn chỉ bảo sinh viên giúp sinh viên có thể hoàn thành tố nhiệm vụ được giao

HÀ NỘI, ngày 01 tháng 05 năm 2012 Sinh viên:

PHẠM QUANG TRƯỜNG

I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XO Ắ N TRÊN CÁC TRỤC

1.1 Chọn đông cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.1.1 Xác định công suất của động cơ

-Công suất trên trục đông cơ

Chọn được loại động cơ 4A132M2Y3

Công suất đông cơ: p dc=11 (kw) ,n dc=2907 (vòng/ph), cos   0,90, %=88Động cơ thảo mãn điều kiện max

1.1.3 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền của hệ dẫn động: 2907 56.5

51, 4

dc t lv

n u n

1.1.4 Xác định công suất, mômen của các trục

1.1.4.1 Xác định số vòng quay trên trục

u  (vòng/ph)

1.1.4.2 Xác định công suất trên các trục

-Công suất trên trục III: 3

0

.

lv t

x t

p p

ot br

p p

ot br

p p

k ot

p p

- Số răng trên bánh 2 là: z2 z u1 x= 25.3,139= 78 (răng) < z max  120

1.2.2 Xác định thông số xích và bộ truyền xích

- Công thức đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích

Công thưc 5.3 : p t p k k k .z n  p

+ p t,p, p :lần lượt là công suất tính toán, công suất cần thiết, công suất cho phép

pp ct  7,73(KW)

Vây s> s nên xích đảm bảo điều kiện bền

1.2.5 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

-Đường kính vòng chia của xích

K -Hệ số xét tới sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích K r=0.396

A- Diên tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12: A=262 (mm)

E- môdun đàn hồi E 2E E1 2 / (E1 E2 )= 2.10 5 (Mpa)(E1,E2: Môdun đàn hồi của con lăn răng đĩa)

1.3 Tính toán bộ truyền bánh răng

1.3.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

B Xác định ứng xuất cho phép

b.1 Tính ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1a  H Hlim /s H z z k k R v XH HL (t 91)

Trong đó z z k R v XH: lần lượt là các hệ số ảnh hưởng bởi độ nhắm bề mặt, vận tốc vòng và bôi trơn

-k xH: Hệ số ảnh hưởng tới kích thước răng

i

i

T n

Ta có: k HL1  1, k HL2  1 (N HE2 N HO2, N HE1  N HO1)

Thay các thông số vào công thức 6.1a

Ta được : H1  =572 (Mpa)

H2=536 (Mpa)

Vậy ứng suất tiếp xúc lấy để tính toán là H =536 (Mpa)

b.2 Tính ứng suất uốn cho phép

Vậy ta lấy F =267,43 (Mpa) để tính toán

b.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

+Ứng suất tiếp xúc quá tải theo công thức 6,13: Hmax  2,8 ch

(với răng thường hóa hoặc tôi cải thiên)

Ta tính được H m ax1=2,8.580=1624 (Mpa)

H m ax2=2,8.580=1624 (Mpa)

+ Ứng suất uốn quá tải theo công thức 6.14: Fmax  0.8 ch( cho thép độ cứng HB<350)Như vậy F m ax1=0,8.580=464 (Mpa)

F m ax2 =0,8.580=464 (Mpa)

C Xác định các thống số cơ bản của bộ truyền

Theo công thức (6.15a-96) về tính khoảng cách trục a W

 

1 3

Trong đó k a, k dlà hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng bảng 6.5

a   108,75 (mm)Chọn a w=109 (mm)

Môdun m=1.5 Đường kính vòng chia d =34.5, 1 d =1832

2

f

d =179,66

E Kiểm nghiêm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiên trên mặt răng xác định theo công thức

F kiểm nghiểm răng về độ bền uốn

Thay số vào 6.46 ta được k Fv=1,65=>k F=2,58

Thay vào 6.43 ta được F1=56,93 (Mpa/m2)F1

   =55,41 1,55=70 (Mpa)<Fmax2  0,8 ch2=0,8.580=464 (Mpa)

1.3.2 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

B Xác định ứng xuất cho phép

b.1 Tính ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1a  H Hlim /s H z z k k R v XH HL (t 91)

Trong đó z z k R v XH: lần lượt là các hệ số ảnh hưởng bởi độ nhắm bề mặt, vận tốc vòng và bôi trơn

-k xH: Hệ số ảnh hưởng tới kích thước răng

i

i

T n

2

FE

Vậy ta lấy F =174.8 (Mpa) để tính toán

b.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

+Ứng suất tiếp xúc quá tải theo công thức 6,13: Hmax  2,8 ch

(với răng thường hóa hoặc tôi cải thiên)

Ta tính được H m ax1=2,8.450=1260(Mpa)

H m ax2=2,8.340=952 (Mpa)

+ Ứng suất uốn quá tải theo công thức 6.14: Fmax  0,8 ch( cho thép độ cứng HB<350)Như vậy F m ax1=0,8.450=360(Mpa)

F m ax2 =0,8.340=272 (Mpa)

C Xách định các thống số cơ bản của bộ truyền

Theo công thức (6.15a-96) về tính khoảng cách trục a W1

 

1 3

E Kiểm nghiêm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiên trên mặt răng xác định theo công thức

Do  >1 nên z được tính theo công thức 6.36c: z  1/ 

1 1

Thay số vào 6.46 ta được k Fv=0,05=>k F=1,05

Thay vào 6.43 ta được F1=52,93 (Mpa/m2)F1

Do các trục làm việc trong điều kiện tải trọng trung bình nên ta chon vật là thép

45 tôi cải thiện có b=850, ch=580 (Mpa)

1.4.2 Thiết kế trục về độ bền

Trong đó: F r: Lực hướng tâm, F a: Lực dọc trục, F t: Lực vòng

Ta đi xác định lực tác dụng vào các trục

(Trong đó F tk là lực vòng tại khớp nối

0

2

tk

T F D

 , D0 được tra bảng 16-10a về kích thước nối trục đàn hồi)





T- Mômen xoán, Nmm

  -Ứng suất cho phép, đối với thép C45 tôi cải thiện   =15…30 (Mpa)

Lấy giá trị nhỏ đối với trục vào và lấy giá trị lớn với trục ra

Chiều dài mayơ đĩa xích là: l m34  (1, 2 1,5)45=54…67 chọn l m34=60 (mm)

Chiều dài mayơ khớp nối: l m  (1.4 2.5)d1=35 62.5 (mm) chọn l m=40 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay lấy k 1 10(mm)

+ Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hôp lấy k 2 5 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ lấy k 3 10 (mm)

+ Chiều cao nắp ổ và đàu bulông lấy h n=15 (mm)

lm12 k1

A D

A D

0 

A td A

0,1.

td B B

M d

- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện như trên

Tra theo bảng 9.1a ( TT-TKHDĐCK) ta chọn được thông số của then lắp trên trục Inhư sau

Kích thước tiết diện then: bI = 8 ( mm )

hI = 7 ( mm )

Chiều sâu rãnh then: trên trục tI1 = 4 ( mm )

trên lỗ tI2 = 2,8 ( mm )

-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)

Với d ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) d  100 ( MPa)    

+Tại tiết diện D-D

Với ltI1 = (0,8…0,9).lm = (0,8…0,9).40 = 32…36 chọn ltI1 = 34(mm)

 c ứng suất cắt cho phép  c  20 30 ( MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện B-B

(Thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

  s - hệ số an an toàn cho phép, thông thường  S = 2.5…3

 sj- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp tại tiết diện :

1 aj

  - biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

C

d

t d t b d

W

1

2 1 1 1

3

1

1

2

) (

32

I C

1

2

C

o

d

t d t b d

W

1

2 1 1 1

3

1

1

2

) (

16

I C

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:

-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón,  b 850 ( MPa )

 K  2 , 01 và K  1 , 88

-Trị số kích thước ,  theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).

d

K

K K K

1 1

d

K

K K K

1 1

a C d C

K

S

1 1

1

1 1

  

C m C

a C d

C K

S

1 1

1 1 1

.

C C

C C C

S S

S S S

( thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

02 , 12 , 02 , 12

F F F F (phản lực trên ổ 0 và ổ 1 trên trục 2)

Ta đi tìm phản lực tại ổ 0 và 1

M d

0 

C td C

0 

D td D

0 

E td E

- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện như trên

Tra theo bảng 9.1a ( TT-TKHDĐCK) ta chọn được thông số của then lắp trên trục Inhư sau

Kích thước tiết diện then: bII = 10( mm )

hII = 8( mm )

Chiều sâu rãnh then: trên trục tII1 = 5 ( mm )

trên lỗ tII2 = 3,3 ( mm )

-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)

Với d ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) d  100 ( MPa)    

+Tại tiết diện C-C

Với ltII1 = (0,8…0,9).lm23 = (0,8…0,9).49 = 39,2…44,1 chọn ltII1 = 42(mm)

 = 63,6  d = 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)

- Xác định điều kiện bền cắt: áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)

 c ứng suất cắt cho phép  c  20 30 ( MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện D-D

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện E-E

(Thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

C

d

t d t b d

W

2

2 1 2 1

3

2

2

2

) (

32

II C

2

2

o

d

t d t b d W

2

2 1 2

1

3 2 2

2

) (

16

II C

2

2



 

x dj

y

K

K K

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:

-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón,  b 850 ( MPa )

01 , 2

d

K

K K

K

1 2

d

K

K K

K

1 2

a C d c

K

S

2 2

2

1 2

  

a c d c

K

S

2 2

2

1 2

  

2

2

2 2 2

.

C C

C C C

S S

S S

+ Tại mặt cắt D-D:

Có ứng suất uốn là :

D

D D

d

t d t b d

W

2

2 1 2

1

3 2 2

2

) (

32

a D



Có ứng suất tiếp là :

D o

II D

2   2



D

II D II II D

D

o

d

t d t b d

W

2

2 1 2

) (

16

II D

2

2

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

d

K

K K

K

1 2

d

K

K K

K

1 2

a D

2

1 2

  

a c

d

c K

S

2 2

2 2

2

2

2 2

2

.

D D

D D

D

S S

+) Ta đi tìm phản lực tại 2 ổ: 0 và 1

-Đường kính các đoạn trục là

M d

0 

B td B

0 

C td C

0 

D td D

0 

E td E

- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện như trên

Tra theo bảng 9.1a ( TT-TKHDĐCK) ta chọn được thông số của then lắp trên trục III như sau

Kích thước tiết diện then: bIII =14( mm )

hIII =9( mm )

Chiều sâu rãnh then: trên trục tIII1 = 5,5 ( mm )

trên lỗ tIII2 = 3,8( mm )

Để đảm bảo điều kiện bền của then ta chế tạo 2 then cách nhau 180 0

-Xác định điều kiện bền dập:

Áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)

Với d ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT- ( MPa)

Do dùng 2 then nên mỗi then chỉ chịu 0,75T

+Tại tiết diện B-B

Với ltIII1 = (0,8…0,9).lm36 = (0,8…0,9).49 = 39,2…44,1 chọn ltII1 = 43(mm)

55.43.3,5 = 82,83d = 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)

Tại tiết diện E-E

Với ltII3 = (0,8…0,9).lm34 = (0,8…0,9)60 = 48…54 chọn ltII3 =50 (mm)

 d = 2.457127.0,7542.50.3,5 = 93,29  d = 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)

-Xác định điều kiện bền cắt:

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện C-C

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện E-E

(Thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

3

3B M X B M Y B

III B

3

2

III B

3

2

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

d

K

K K K

1 3

a B d B

K

S

3 3

3

1 3

  

B m B

a B d

B K

S

3 3

Do vậy:

3

2 3

3 3 3

.

B B

B B B

S S

S S S

III c

3

2

III c

3

2

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

K

K K K

1 3

a c d c

K

S

3 3

3

1 3

  

c m c

a c d c

K

S

3 3

3

1 3

  

3 3 3

.

c c

c c c

S S

S S S

( thỏa mãn điều kiện)

III D

3

2

III D

3

2



 

2.21481.66 = 10,64 (MPa)

x 1

dj

y

K K K

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

d

K

K K K

1 3

a D d D

K

S

3 3

3

1 3

  

2

3

3 3

3

.

D D

D D

D

S S

S S

1.4 Tính toán trọn ổ đỡ

1.4.1 Chọn ổ đỡ cho trục I

Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có: Fa =0 Nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A1 và B1 vì ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn làm việc

ở tốc độ cao, giá thành thấp và cấu tạo đơn giản

*Chọn sơ bộ kích thước của ổ

Ta có đường kính trục d=25 mm (tra bảng P2.7 TTTKHDDCK) ta chọn loại ổ có

số hiệu 305 có các thông số

+Đường kính trong d=25mm, đương kính ngoài D=62mm,

+Chiều rộng của ổ B=17mm, đường kính bi:11,51, r=2 (mm)

+Khả năng tải động C= 17,6 (KN), khả năng tải tĩnh C0=11,6 (kN)

*Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ:

a Khả năng tải động

Ta có khả năng tải động:

Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có: Fa =0

Vì trên trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần tính lại phản lực theo phương 0XTính lại phản lực ta có:

k =1 (nhiệt độ t 100 0C), k d=1,3 (hệ số tải trọng động tra bảng 11.3)

Theo công thức (11.1), khả năng tải trong động: m

d

C Q L=17400 (N)Trong đó m=3 (ổ bi), L 60nL h / 10 6=1918 (Triệu vòng)

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải trọng động (C d<C)

b Khả năng tải tĩnh của ổ

Theo công thức (11.19) với F  a 0, Q0 X F0 r= 0,6.1015,4=609,24 (N)

Do Q0 F r nên ta lấy Q0 F r=1015,4 (N)

Vậy Q0 C0 nên thoả mãn điều kiện bền tĩnh

1.4.1 chọn ổ đỡ cho trục II

Do truc II được lựa chọn làm trục tuỳ động Nên ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn đỡ cho các gối đỡ A1 và B1 vì ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn

*Chọn sơ bộ kích thước của ổ

Ta có đường kính trục d=30 mm (tra bảng P2.8 TTTKHDDCK) ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung kí hiệu 2306

+Đường kính trong d=30mm, đương kính ngoài D=72mm,

+Chiều rộng của ổ B=19mm, đường kính con lăn:10, chiều dài con lăn: 10, r=2 (mm)

+Khả năng tải động C= 30,2(KN), khả năng tải tĩnh C0=20,6 kN

*Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ:

k =1 (nhiệt độ t 100 0C), k d=1,3 (hệ số tải trọng động tra bảng 11.3)

Theo công thức (11.1), khả năng tải trong động: m

d

C Q L=27,69 (KN)Trong đó m=3 (ổ bi), L 60nL h / 10 6=361,32 (Triệu vòng)

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải trọng động (C d<C)

b Khả năng tải tĩnh của ổ

Theo công thức (11.19) với F  a 0,X0(bảng11-6)

0 0 r

Q X F = 0,6 2990,3=1794,18 (N)

Do Q0 F r nên ta lấy Q0 F r=2990,3 (N)

Vậy Q0 C0 nên thoả mãn điều kiện bền tĩnh

1.4.1 chọn ổ đỡ cho trục III

Ta có: F  a 0 Nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ vì ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao, giá thành thấp và cấu tạo đơn giản

*Chọn sơ bộ kích thước của ổ

Ta có đường kính trục d=50 mm (tra bảng P2.7 TTTKHDDCK) ta chọn loại ổ có

số hiệu 310 có các thông số

+Đường kính trong d=50mm, đương kính ngoài D=110mm,

+Chiều rộng của ổ B=27 mm, đường kính bi 19.05, r=3 (mm)

+Khả năng tải động C= 48,8 (KN), khả năng tải tĩnh C0=36,30 kN

*Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ:

a Khả năng tải động

Ta có khả năng tải động:

Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có: Fa =0

Nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A1 va B1 Vi ổ có khả năng chịu lựchướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao ,giá thành thấp va cấu tạo đơn giản

Ta có phản lực tổng hợp tại 2 ổ là:

t