thuyết minh THIẾT kế hộp GIẢM tốc HAI cấp phân đôi cấp nhanh đai dẹt có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc, tăng mômen xoắn.. Với chức năng thế nên ngày nay hộp giảm tốc được sử d

LỜI NÓI ĐẦU

Đồng thời giúp cho sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc, tăng mômen xoắn Với chức năng thế nên ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành

cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu

Do lần đầu tiên em làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan và nhờ sự chỉ bảo tận tình, giúp đỡ của thầy Hoàng Xuân Khoa song đây là lần đầu tiên nên bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Hoàng Xuân Khoa đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên thực hiện Trần Duy Thực

Sinh viên thực hiện : Trần Duy Thực MSSV : 044

Ngành đào tạo : Công Nghệ Kỹ Thuật Cơ Khí

Giáo Viên hướng dẫn : Cô Nguyễn Thị Thu Thủy Ký tên:………

Ngày bắt đầu: 01/02/2013 Ngày kết thúc : 28/02/2013

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP Loại Hộp : Hộp Giảm Tốc Phân Đôi Cấp Nhanh

Hệ thống băng tải dẫn động bao gồm :

YÊU CẦU:

NỘI DUNG THUYẾT MINH:

Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:

1 Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô mem xoắn trên các trục

2 Tính toán bộ truyền ngoài

3 Tính toán bộ truyền bánh răng

Phần I Tính chọn động cơ,phân phối tỷ số truyền và mô men xoắn trên các trục.

I Chọn động cơ

1.Tính công suất

+Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động

ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều.

-Từ yêu cầu: Lực kéo băng tải : F=13000 N.

Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ.

F=13000 N : Lực kéo băng tải.

V=0,45m/s :Vận tốc băng tải.

ch :Tổng hiệu suất của các khâu.

ch= k. br2. ol4 đai = 0,99 0,972.0,994.0,96 =0,86;

Trong đó:

 br= 0,97 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng (Do sau khi phân đôi dòng công suất lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu suất cho một cặp bắnh răng ở cấp phân đôi)

 ol= 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.

 đai = 0,96 :Hiệu suất của bộ truyền đai.

Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ

Số vòng quay trên trục công tác:

nct=

60.1000.v

π D =

60.1000.0,45 3,14 420 =20 ,47(vòng/ phút )

Trong đó: v là vận tốc băng tải.

D là đường kính tang.

Xác định số vòng quay đồng bộ nền dung cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/ph (kể đến

sự trượt nđb = 1450 v/ph);khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định:

1450

70,8 20,47

nđb Usb

1 - 11

4 - 60

25 - 326

Hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 8 - 31,5 6,3 - 40

Hộp giảm tốc trục vít 2 cấp 300 - 800 42,25 - 3600 Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít 60 - 90 14.6 - 480 Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng 60 -90 14,6 - 480

Bảng: Tỉ số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động.

Dựa vào bảng trên (Trang21 – Sách TTTKHDĐCK-T1 ta có:

Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền đai dẹt Uđnd = (35)

Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc UHGTnd = (840)

Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống dẫn đông là:

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt là: Uđ = 3,5 (lần)

Vậy ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:

U1 = (1,2  1,3)U2

=> UHGT = U1.U2 = (1,2  1,3)U2 U2 = (1,2  1,3) (U2)2 = 19,88

=> U2 = (3,91  4,07) chọn u2 = 3,99 (lần)

=> U1 = (1,2  1,3)U2 = (4,788  5,187) chọn U1 = 4,99 (lần)Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là:

UHGT = U1.U2 = 3,99 4,99 = 19,9 (lần)

Tỉ số truyền thực của bộ truyền đai dẹt là :

69,6

3,5 19,9

sb đ

HGT k

U U

III.Xác định công suất,momen và số vòng quay trên các trục.

Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được công suất,momen và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau:

- Công suất trên các trục 3,2,1 và công suất thực của động cơ:

P3 =

ct ol

P

η ηk

5,24

5,35 0,99.0,99

P

η ηđ =

5,98

6,29 0,99.0,96  (kW);)

- Số vòng quay của các trục 1,2,3 và trục công tác là:

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

A ThiÕt kÕ bé truyÒn ngoµi b»ng b¸nh ®ai dÑt.

: là chiều dày của dây đai dẹt

b : là chiều rộng của đai dẹt.

A : là diện tích tiết diện đai A = bx

1 Chọn loại đai 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 hai ca tơng đơng với 16 h Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt đợc làm bằng vải và cao su

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn đợc d1 = 180 (mm).

Khi đó vận tốc đai đợc xác định bởi công thức nh sau:

Đờng kính đai lớn đợc xác định bởi công thức: d2=d1.u (1−ε)

Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai  u = Ung = 2,5.

-  là hệ số trợt đối với đai vải cao su thì  = 0,01

- d1 là đờng kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.

Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây

đai từ 100400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.

5 Tính góc ôm đai 1.

Góc ôm 1 trên bánh nhỏ đợc xác định bởi công thức sau:

Nhận thấy rằng 1 = 167074’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.

6 Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt.

Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế

ra phải đáp ứng đợc khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không đợc vợt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tợng trợt trơn hoàn toàn).

Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều

và dao động nhẹ 140% so với tải danh nghĩa Bảng 4.7 (Trang 55-Tập1 Tính toán ).

Chiều dày của đai  đợc xác định theo tỉ số /d1 sao cho tỉ số không vợt quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán ) ta có (/d1)max = 1/40 Khi đó ta xác định đợc chiều dày cho phép nh sau:

/d1  1/40    d1/40 = 180/40 = 4,5 (mm) Chọn  = 4,5 mm.

Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc loại đai đã dùng là  - 800 có 3 lớp lót và chiều dày của đai  = 4,5 (mm)

Khi đó bề rộng của đai b đợc xác định theo công thức sau:

- Theo Bảng 13.8 (Trang 34-Tập 1 Tính toán thiết kế )  [t]o = 2,25 (N/

7 Tính chiều rộng của bánh đai (B).

Đối với bánh đai dẹt mắc bình thờng thì chiều rộng bánh đai B xác định nh sau:

B = 1,1.b + (10  15) = 1,1 63 + (10  15) = 79,3  84,3 (mm).

Tuy nhiên theo tiêu chuẩn ta sẽ chọn B = 71 (mm).

Giá trị chiều rộng đai và bánh đai tra Bảng 21.16 (Trang 164 -Tập 2: Tính toán ).

8 Xác định lực tác dụng lên trục Fr:

Lực tác dụng lên trục bánh đai đợc xác định theo công thức:

Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b .o.sin(1/2) =2 b  [t] Thay số vào ta có xác định đợc: Fr = 2.63.4,5.2 = 1136 (N).

B¶ng kÕt qu¶ tÝnh bé truyÒn ®ai.

mm

Tªn ®ai l îng

mm mm

Thªm 100 : 400

450

§ êng kÝnh ®ai lín

ChiÒu réng b¸nh ®ai.

ChiÒu dµi d©y ®ai

TiÕt diÖn ®ai

§ êng kÝnh ®ai nhá

Lùc t¸c dông trôc ®ai.

§¬n vÞ ®o KÕt qña Ghi chó mm

mm N

180

71 3510 4,5x63 1136

Ký hiÖu d d

B L

 F xb

1

2

1 2

Nhiệt luyện

Kích thước S, mm,không lớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bền

b,MPa

Giới hạn chảy

Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 với vật liệu làm bánh răng là thép 45,tôi cải thiện đạt độ rắn HB ¿ 350 HB thì giới hạn bền uốncủa các bánh răng là: σ°Hlim=2HB+70

σ°Flim = 1,8HB

SH=1,1 ; SF=1,75

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ σ°Flim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ SF: hệ số an toàn khi tính về uốn

+ SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:

σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)

4.Số chu kỳ làm việc tương đương.

NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE Được xác địn theo công thức (6.7) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay

N K

N



Do NHE1 = u1 NHE2 nên NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1

5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ.

  olim HL

H

K S

8 + 0,66

3, 6

8 ]

= 2,69.107 > 4.106 = NFO(số chu kì thay đổi ứng suất cơ

sở khi thử về uốn ;NFO=4.106 đối với tất cả các loại thép )

⇒ KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1

Với KFL là hệ số tuổi thọ :

m FL

FE

N K

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.13) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

[σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.14) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

A.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG:

a.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức (6.15)a sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

⇒ aw1=  2

140316.1,15 43(4,99 1)3

m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).200 = (2÷4) (mm)+ Theo bảng 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 Chọn môđun theo tiêu chuẩn m =2,5(mm)

(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)

Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

20,5 1 23,1

a w Z

m Z

Cos

a

Theo công thức (6.33) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

⇒ tgβb = cos24,80.tg38,050=0,71 ⇒ βb=35,40

⇒ ZH=

2.cos(35,4 ) sin(2.24,8 )



= 1,46 + Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Theo bảng 6.13 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, với răng trụ răng nghiêng,

- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp



= 446 (MPa)

 Tính chính xác [σH]

Theo công thức (6.1) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

a.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 38,05/140 = 0,728+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐCK - Tập

* Chọn YR = 1

* YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,016

* KxF = 1 ứng với da < 400mm

⇒ [σF1]` =252 1.1,016.1 = 256,032 (MPa)[σF2]` = 236,6 1 1,016 1 =240,39 (Mpa)

Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn

a.5.Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,65+ theo công thức (6.48) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

σHmax = σH √ Kqt = 495,4. √ 1,5 = 606,73 < [σ

H]max = 1260 + theo công thức (6.49) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

σF1max = σF1 Kqt = 252 1,5 = 378 < [σF1]max = 464

σF2max = σF2 Kqt = 236,6 1,5 =254,9 < [σF2]max = 360

a.6 Các thông số và kích thước bộ truyền:

2 2

2,5.21

66,67cos cos38,05

2,5.105

333,34cos cos38,05

⇒ aw2=  2

652201.1,02 49,5(3,99 1)3

z2 = z1.u2 = 33.3,99= 131,67 ⇒ Chọn z2 = 132vậy tỉ số truyền thực là: Ut2=132/33=4

+ Tính lại khoảng cách trục :

aw2 = m(z1+z2)/2 = 4(33+132)/2 = 330mm+theo ct(6.27) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 góc ăn khớp:

b.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:Theo ct(6.33)[1] ta cã:

σH=¿Z M Z H Z ε

(b w2 u t2 d w 122 ) ¿ ≤ [σH]

Trong đó:

+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

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

ZH= √ 2 cos βb

sin 2αtw =

2 sin(2.20 )  = 1,76

(βb = 0 Do tgb cos t tg vì β = 0)+ Với răng thẳng thì βb = 0 ⇒ ε β = 0

(6.36a) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

Zε = √4−ε α

3 Với ε α tính theo công thức(6.38b) sách

TTTKHDĐCK - Tập 1:

= 0,864+Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là:

dw12 =

2.330 3,99 1  = 132,3 (mm) +Theo ct(6.40) sách TTTKHDĐCK - Tập 1 vận tốc vòng:

v= π dw12n2

60000 (m/s)

⇒

π.132,3.81,56 v

60000



= 0,56(m/s) Theo bảng 6.13 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, chọn cấp chính xác 9

+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc tính theo công thức (6.39) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

KH = KHβ KHα KHv

* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, ứng với sơ đồ 7 ⇒ KHβ = 1,02

* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

- v = 0,56 m/s

- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2Tra bảng 6.16 sách TTTKHDĐCK - Tập 1, với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 82

- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp



= 456,3(MPa)

b.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43) sách TTTKHDĐCK - Tập 1:

σF1 =

2T2 KF.Yε.Yβ.YF1

F1]

σF2 = σF1.

YF2

YF1 ≤ [σ

F2]+ Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 33/13 = 33

zv2 = z2/cos3β = 122/13 = 122 Tra bảng 6.18 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta được:

YF1 = 3,80 , YF2 = 3,6+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

- δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

b.5.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,65

+ σHmax = σH √ Kqt = 456,3 1,65 = 586,12 < [σ

H]max = 1260+ σF1max = σF1 Kqt = 77,38 1,65 = 127,677< [σF1]max = 464

σF2max = σF2 Kqt = 73,3 1,65 = 120,945< [σF2]max = 360

b.6 Các thông số và kích thước bộ truyền:

Dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0Theo bảng 6.11 sách TTTKHDĐCK - Tập 1 ta xác định:

Đường kính chia:

d1 = mz1 /cosβ = 4.33 = 132 mm

d2 = mz2 /cosβ = 4.132 =528 mmĐường kính đỉnh răng:

C.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

 

2 2

2

2 2.652201

9859, 4 132,3

 Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 = 2,25.m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)

Vậy hộp giảm tốc thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

Phần IV: THIẾT KẾ TRỤC

A.CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

Giới hạn bền: σb = 850 MPa

Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng 10.5 trang 195 sách TTTKHDĐCK

-Tập 1: [σ ] = 63 MPa

Ứng suất xoắn cho phép:   15 30 MPa

1.Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:





 

1 3

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

2.1 Theo bảng 10.2 trang 189 sách TTTKHDĐCK -Tập 1 ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

1 10

k 

3 Vẽ phác hộp giảm tốc,xác định khoảng cách giữu các gối đỡ và điểm đặt lực

Trục II :

Sơ đồ tính khoảng cách:

l 21

l12 = l22 = 67,5 mm

l1d = lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(45 + 21) + 15 + 18 = 66 mm

II tính toán thiết kế trục

1.Vẽ sơ đồ trục sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình thì ta có sơ đồ phân tích lực chung: