Thiết kế hộp giảm tốc nón trụ

Hiện nay, các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ sư cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí được đào tạo phải có kiến thức chuyên sâu rộng, đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thường gặp trong sản xuất, sữa chữa và sử dụng.

Lời nói đầu.

Hiện nay, các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ

sư cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí được đào tạo phải có kiến thức chuyên sâurộng, đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn

đề cụ thể thường gặp trong sản xuất, sữa chữa và sử dụng

Mục tiêu của môn học là đào tạo cho người học nắm vững các phương pháp

và vận dụng thiết kế có hiệu quả, xây dựng và quản lý các quá trình chế tạo sản

phẩm cơ khí về sản xuất và tổ chức sản xuất

Thiết kế “chi tiết 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 tàithiết kế chính xác đầu tiên với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung làthiết kế hệ thống truyền động từ động cơ điện đến cơ cấu công tác

Với đề tài thiết kế hộp giảm tốc nón trụ, có đặc điểm là bộ truyền làm việc

tương đối êm, truyền được công suất lớn, truyền tải trọng lớn, kết cấu hộp giảmtốc khá dài vì có thên trục côngxôn Bộ truyền này có giá thành tương đối đắt vìkhó chế tạo, lắp ghép khó khăn, khối lượng kích thước tương đối lớn Tuy nhiênhộp giảm tốc này vẫn được dùng vì có hai trục vuông góc nhau

Trong quá trình thuyết kế đồ án Chi tiết máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vàomột công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức về lý thuyết để giảiquyết các vấn đề có liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế tuy cònmang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu tìm hiểu những tài liệuchuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng nhưnghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tậntình 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 những đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

Đà Nẵng, ngày 15 tháng 11 năm 2009

Sinh viên thiết kế

Nguyễn Vinh Tân

MỤC LỤC

TrangChương 1: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

(bánh răng trụ răng nghiêng)

1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện 7

8 Xác định môđun,số răng,chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng9

10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột 11

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 11

6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng14

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L 14

10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột 16

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 16

III CÁC CHI TIẾT KHÁC:

Chương 1: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN

PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền:

Động cơ điện được dùng phổ biến trong các hệ dẫn động do nó có những ưuđiểm nổi bật như: kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy,

dễ vận hành Trong các loại động cơ điện thì động cơ điện ba pha không đồng bộngắn mạch có ưu điểm hơn cả Vậy ta tiến hành chọn loại động cơ này qua cácbước tính toán sau:

- Tính công suất cần thiết của động cơ

- Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ

- Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt

2 Tính công suất cần thiết của động cơ:

Công suất động cơ Pđc :

Ta có : Pđc =



lv P

Trong đó:

- Plv : Công suất trên băng tải

- η : là hiệu suất truyền động, giá trị của η được xác định theo công thức:

Các số liệu của động cơ được cho dưới bảng sau:

Công Vận tốc Hiệu suất Mm/Mđm Mmax/Mđm Mmin/Mđm Khối lượng

nđc : tốc độ quay của động cơ.

Ta có: ic = inh*ich

inh : tỉ số truyền của cấp nhanh (của bộ truyền bánh răng nón)

ich : tỉ số truyền của cấp chậm (của bộ truyền bánh răng nghiêng)

Do tỉ số truyền của cặp bánh răng nón không vượt quá 3 và tạo điều kiện bôitrơn tốt các cặp bánh răng ngâm trong hộp dầu chung

Và inh = (0,22 0,28)ih

Nên ta chọn : inh = 2,85

Suy ra: 3 , 86

85 2

11 i

i i

 = 02,99,4 = 2,42 (kW)Trục II: PII =

kn br lv P





0  = 0,99.02,97,4 .0,99 = 2,52 (kW)Trục I (nối động cơ): PI =

kn br lv

1430

nh

I II i

n

(vg/ph)Trục III: nIII = nlv = 130 (vg/ph)

c Momen xoắn ở từng trục:

Trục I: TI = 9,55.106 I

I n

P

= 1430 17563,99

63 , 2 9,55.10 6



( Nmm)Trục II: TII = 9,55.106 II

II n

P

= 502 47940,24

52 , 2 10 55 ,



(Nmm)

Trục III: TIII = 9,55.106 III

III n

P

= 130 177776,92

42 , 2 10 55 ,

Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

(bánh răng trụ răng nghiêng)

1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện:

Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có

độ rắn bề mặt răng HB < 350 Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta

chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HB

HB1 = HB2 + (25 50)HB

- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100  300 (mm).

Ta chọn thép 45 được thường hóa:

bk = 580 (N/mm2) ; ch = 290 (N/mm2) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 220)

- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300  500 (mm).

Ta chọn thép 40 được thường hóa

Chọn: []Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1]

td

N N

Trong đó: T – thời gian làm việc của máy T = 107 giờ

u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng u = 1

n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính

n.k

'' k -

σ



u



Trong đó: n - Hệ số an toàn n1 = n2 = 1,5

k - Hệ số tập trung ứng suất k = 1,8

kN’’ = 1 (vì Ntđ  N0) Ntđ được tính giống ở trên

-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng

1 4 , 249

 (N/mm2)

- Ứng suất uốn của bánh lớn: []u2= 82 , 81

8 , 1 5 , 1

1 6 223

K.N

.i t

1,05.10

2 A

2 x

A = 0,15

i - tỉ số truyền i = i

ch =3,86 n

2

- số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn

n

2 = n

III = 130 (vg/ph)

N – công suất của bộ truyền N = 2,52 (kW)

K – Hệ số tải trọng K = 1,3

θ – Hệ số phản ánh khả năng tải θ = 1,2

Suy ra:   3

2 6

130 2 , 1 15 , 0

52 , 2 3 , 1 86 , 3 486

10 05 , 1 1 86 ,

Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng

Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn Ktt = 1

Kđ – hệ số tải trọng động

Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: Kđ = 1,45

Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 1,45 = 1,45

Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số

đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo côngthức:

45 , 1

12 cos 180 2

3 93 24

.K.N 19,1.10

N – công suất của bộ truyền N = PII = 2,52 (kW)

mn – môđun của bánh răng nghiêng mn = 3

24 cos 3 3

93 cos 3 3

52 , 2 45 , 1 10 1 , 19

y

= 29,01 24 , 46

516 , 0

435 , 0

 (N/mm2) < []u2 = 82,81

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

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[]txqt = 2,5[]Notx với (HB  350)

- bánh 1: []txqt1 = 2,5.[]Notx1

= 2,5.2,6.HB1 =2,5.2,6.220 = 1430 (N/mm2)

52 , 2 45 , 1 1 86 , 3 86 , 3 180

10 05 ,





(N/mm2) txqt = tx. K qt

Trong đó hệ số quá tải Kqt = 1,80

txqt = 476,90 1 , 8  639 , 83 N/mm2 < []txqt1 và []txqt2

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Công thức 3-46 [1], do HB  350:

[]uqt = 0,8.ch Bánh 1: []uqt1 = 0,8.290 = 232 (N/mm2)

 Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

d  n = cos(312.93,84) = 279 (mm)Chiều rộng bánh răng: b1 = 27 (mm); b2 = 34 (mm)

Khoảng cách trục: A = 175 , 5

2

279 72 2

2

1d   

d

(mm)Đường kính vòng đỉnh răng:

52 , 2 10 55 ,

1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện.

- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi dưới 100 mm

Ta chọn thép 45 thường hóa:

bk = 600 (N/mm2) ; ch = 300 (N/mm2) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 200)

- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300  500 mm.

Ta chọn thép 40 được thường hóa

Chọn: []Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1]

td

N N

Với : T – thời gian làm việc của máy T = 107 giờ

u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng u = 1

n – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1:

'' k -

kN’’ = 1 (vì Ntđ  N0) Ntđ được tính giống ở trên

-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng

1 258

 (N/mm2)

- Ứng suất uốn của bánh lớn: []u2= 82 , 81

8 , 1 5 , 1

1 6 , 223

2

85 , 0

.

5 , 0 1

10 05 , 1

1

n

N K i

i L

L tx

n2 – số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn n2 = nII = 502 (v/ph)

N – công suất của bộ truyền N = P1 = 2,63 (kW)

K – hệ số tải trọng K = 1,3

Suy ra:

3

2 6

2

502 31 , 0 85 , 0

63 , 2 3 , 1 442 85 , 2 31 , 0 5 , 0 1

10 05 , 1

1 85 ,

1000 60

5 , 0 1

2

2 1

= 2.3,1460.90.1000.1 .02,5,85.0,312 .11430



= 3,77 (m/s)Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 7 (theo bảng 3-11) [1]

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L:

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:

K = Ktt.Kđ

Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng

Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn Ktt = 1

45 , 1 90



sb sb

K

K L

Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun trên mặt mút lớn: ms = 2,5 (mm)

 Số răng của bánh răng:

25 1 85 , 2 5 , 2

94 2 1

.

.

2

2 2

L Z

s

răngZ2 = i.Z1 = 2,85.25 ≈72 răng

    2 , 11

95

30 5 , 0 95 5 , 2 5 , 0



L

b L

m

Đường kính trung bình: dtb1 = mstb.Z1 = 2,11.25 = 52,75 (mm)

dtb2 = mstb.Z2 = 2,11.72 = 151,92 (mm)

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

- Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5 [1]:

85 , 2

1 1

N K

tb u

.

85

,

0

10 1

Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn:

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

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

0,85.b.n

.K.N 1)

(i 0,5.b -

(2,85

85 , 2 0,5.30 -

95

= 218,47 (N/mm2)

Chỉ cần kiển nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có:

txqt = 218,47 (N/mm2) < []txqt2 = 1105 (N/mm2)

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Ta tính theo công thức 3-46 [1],do co HB ≤ 350:

[]uqt = 0,8.ch Bánh 1: []uqt1 = 0,8.300 = 240 (N/mm2)

Bánh 2: []uqt2 = 0,8.260 = 208 (N/mm2)

Điều kiện quá tải khi chịu uốn:

uqt1 = u1.Kqt = 40,88.2 = 81,76 (N/mm2) []uqt1 = 240 (N/mm2)

uqt2 = u2.Kqt = 24,71.2 = 49,42 (N/mm2)  []uqt2 = 208 (N/mm2)

 Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

1430

63 , 2 10 55 ,

x

.Z m

2.M

25 11 , 2

99 , 17563 2

- Lực hướng tâm: Fr1 = P1.tg.cos1 = 665,93.tg(20o).cos(19o33’) = 228,41 (N)

- Lực dọc trục: Fa1 = P1.tg.sin1 = 665,93.tg(20o).sin(19o33’) = 81,11 (N)

 Đối với bánh răng lớn:

- Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 665,93 (N)

- Lực hướng tâm: Fr2 = Fa1 = 81,11 (N)

- Lực dọc trục: Fa2 = Fr1 = 228,41 (N)

Chương III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.

I THIẾT KẾ TRỤC:

1 Chọn vật liệu:

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệtluyện được và dễ gia công Thép cacbon và hợp kim là vật liệu chủ yếu để chếtạo trục Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép 45(thườnghóa) có giới hạn bền b = 600 (N/mm2)

d sb 

Trong đó: dsb – đường kính sơ bộ của trục

N – công suất bộ truyền

n – số vòng quay trong 1 phút của trục

C – hệ số tính toán, phụ thuộc []x ; ta lấy C = 120 để tính đường kínhđầu trục và trục truyền chung của hộp giảm tốc

120 = 31,08 (mm) lấy d3 = 35 (mm)  B3 = 21

2.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực:

Các kích thước liên quan đến chiều dài trục:

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặckhoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 7

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 17

Chiều dài được tính theo công thức trong bảng 10.4 [2]

Ta có:

Trục I:

- chiều dài mâyơ bánh răng côn: lm13 = 1,3.d1 =1,3.15 = 19,5 (mm)

- chiều dài mâyơ nữa khớp nối (nối trụ vòng đàn hồi):

- chiều dài mâyơ bánh răng côn và trụ nghiêng:

2

=

45

99 , 17563

13

l l l

 Lấy mômen với điểm A trong mặt phẳng (xOz) ta có:

MAy = - Fkn.l12 + RBy.l11 - Fr1.l13 + Fa1

2

1

tb d

= 0

11

1 1 13 1

.

l

d F l F l

a r

=

36 , 638 5

, 40

2

75 , 52 11 , 81 36 , 71 41 , 228 5

Chiếu lên phương y:

Ry = Fkn – RAy + RBy – Fr1 = 0

36 , 71 93 , 665

= 81,11

2

75 , 52

M  = 11693 , 5 2  0 , 75 17563 , 99 2 = 19186,15(Nmm)

 da = 3  

1

,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

15 , 19186

= 15,66 (mm)Với [] = 50 (N/mm2)

51 , 20550 48

75 ,

 db = 3  

1

,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

53 , 26034

= 17,33 (mm)

- Mặt cắt c-c: Mtđ = 2 2

75 ,

M  = 2139,28  2 0 , 75 17563 , 99 2 = 15360,56(Nmm)

 dc = 3  

1 ,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

56 , 15360

= 14,54 (mm)

- Mặt cắt 0-0: Mtđ = 2

75 ,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0 86 , 15210

= 14,49 (mm)Chọn da = db = 20 (mm) vì lắp ổ lăn

dc = do = 15 (mm) vì có lắp then bánh răng, nối trục

Sơ đồ lực trục I:

O Aa B C

a

b b

c c

11693,50

+ +

F

r1

F l l

22

l

23 21

a2

F F t2 r2

 Lấy mômen với điểm C trong mp (xOz) ta có:

MCx = - Fa2

2

2

tb d

2 2

2

2

.

l

d F l F l F

92 , 151 53 ,

Chiếu lên phương y ta có:

Ry = - Rcy + Fr2 - Fr1 + RDy = 0

2

l

l F l

F t  t

=

132

22 , 74 93 , 665 47

, 32 67 ,

= 702 (N)Chiếu lên phương x ta có:

Mxp = RCy.l22 - Fa2.

2

2

tb d

= 20779,83 – 303,53.1512,92 = - 2276,31(Nmm)

P

502

52 , 2 10 55 ,

f f

d d

+ + +

+

+ 20779,83 2276,31 7981,77 16060,53

 Tính đường kính trục tại các mặt cắt:

- Mặt cắt e-e: Mu = M x2 M y2  20779 , 83 2  42068,13 2 = 46920,45 (Nmm)

75 ,

,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

62561,64

= 23,22 (mm)

- Mặt cắt f-f : Mu = M x2 M y2  1 6060 , 53 2  40561,56 2 = 43625,46 (Nmm)

75 ,

,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

60223,59

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

27 , 41517

= 20,25 (mm)Chọn: de = df = 25 (mm) vì có lắp then nối bánh răng

2

l

d F l



= 41,26 (N)

Chiếu lên phương y ta có:

Ry = - RGy + Fr2 + RHy = 0

l

l

F t

= 1331,13267.74,22 = 748,76 (N)Chiếu lên phương x ta có:

,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

164838,89

= 32,06 (mm)Tại mặt cắt h-h:

,

0 

tđ M

= 3

50 1 , 0

153959,33

= 31,34 (mm)Vậy ta chọn dk = 35 (mm) vì có lắp then bánh răng

chọn dg = dh = 30 (mm) vì có lắp ổ

2.4 Tính chính xác trục và then:

 Tính chính xác trục I:

- Chọn tiết diện cần tính chính xác là tiết diện c-c (d = 15 mm)

Chọn then để lắp bánh răng nón nhỏ với trục theo TCVN 150-64 bảng 7-23

b = 5 ; h = 5 ; t = 3,0 ; t1 = 2,1 ; k = 2,3

Bánh răng nón được lắp với trục theo kiểu: T3

Kiểm nghiệm ở tiết diện c-c theo công thức (7-5):

n =

τ

2 σ 2

τ σ

n n

.n n



với : n =

m σ a σ σ

1

.σ Ψ σ β ε

n =

m τ a τ τ

1

.τ Ψ τ β ε

k

τ





hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp

Do trục làm việc hai chiều:

ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng thì:

a = max = - min =

W

; m = 0ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng thì:

a = max =

0

WzM



m = 0

Do đường kính trục d = 18 (mm) theo công thức bảng 7-3a [1] ta có:

W =

2.d

t)

b.t.(d32

W0 =

2.d

t)

b.t.(d16

Thay số ta có: W =

2.15

3)

5.3.(1532

W0 =

15.2

)315.(

3

516

15.14,

a = W

 -1 = (0,2÷0,3).b

Lấy: -1 = 0,25 b Với b = 600 N/mm2  -1 = 0,25.600 = 150 N/mm2

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi củathép : ψσ , ψ - Ta chọn vật liệu thép cacbon trung bình:

 = 0,1;  = 0,05