hộp giảm tốc

Đề án công nghệ chế tạo máy

CHI TIẾT MÁY

Trang 37

42

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Giáo trình chi tiết máy

2 Tập bản vẽ chi tiết máy NXB Đại học và Trung họcchuyên nghiệp 1978

Nguyễn Trọng Hiệp

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ

SỐ TRUYỀN

1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết.Nếu gọi N− công suất truyền băng tải, η − hiệu suất chung

η1 =0,96 − hiệu suất bộ truyền xích

η2 =0,97 − hiệu suất bộ truyền bánh răng

η3 =0,84 − hiệu suất bộ truyền trục vít

η4 =0,99 − hiệu suất của một cặp ổ lăn

η5 =1 − hiệu suất khớp nối

Chọn sơ bộ loại động cơ che kín có quạt gió (bảng2P) ký hiệu A02−52−6:

- Công suất định mức 7,5 KW

- Số vòng quay nđc = 970 vg/ph

- Mmm 1,3

Mdm =

- Khối lượng động cơ: mđc=110kg

Động cơ đảm bảo điều kiện khởi động (Mmm =1,3Mđm),giá thành động cơ này không đắt và tỷ số truyền chung cóthể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thốngdẫn động Vì vậy ta chọn động cơ này

2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

ch t

n i n

=

Trong đó nt − số vòng quay của tang

60.1000 60.1000.0,35

16,72 3,14.400

CHI TIẾT MÁY

ch

i = ix ×ib ×iv

trong đó ix − tỷ số truyền của bộ truyền xích

ib − tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

iv − tỷ số truyền của bộ truyền trục vít

Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răngtrong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu

Ta chọn trước iv = 12;i b =3.

12.3

ch x

v b

i i

Mx1 = 9,55×106×NI/n1 = 9,55×106×5.64/970 = 55527,83(Nmm)

Mx2 = 9,55×106×NII/n2 = 9,55×106×4,69/80,8 = 554325,495(Nmm)

Mx3 = 9,55×106×NIII/n3 = 9,55×106×4,27/26,93 = 1514240,624(Nmm)

Mx4 = 9,55×106×NIV/n4 = 9,55×106×4/16,72 = 2284688,995(Nmm)

PHẦN II − THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Xích là một chuổi các mắt xích nối với nhau bằng bảnlề Xích truyền chuyển động và công suất từ trục dẫnsang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp giữa các mắt xích vớirăng đĩa Ở trong bài toán này, bộ truyền xích truyền độngmomen xoắc từ trục ra của hộp giảm tốc đến trục tangcủa băng tải Bộ truyền xích đơn giản nhất gồm hai đĩaxích và xích

Bộ truyền động xích có những ưu điểm sau:

− Có thể truyền động được giữa hai trục của nhautương đối xa

− Khuôn khổ kích thước nhỏ so với truyền động đai

− Không có trượt (trượt đàn hồi trượt trơn như trongtruyền động đai)

− Hiệu suất cao

cho nhiều trục

Tuy nhiên, truyền động xích có những nhược điểm sau: − Chế tạo và lắp rắp chính xác hơn so với bộ truyềnđai, yêu cầu chăm sóc phức tạp

− Chóng mòn nhất là khi bôi trơn và làm việc ở nơi nhiềubụi

− Vận tốc tức thời của xích và đĩa xích bị dẫn khôngổn định nhất là khi đĩa xích ít

− Có nhiều tiếng ồn khi làm việc

− Giá thành tương đối cao

Ta tiến hành thiết kế bộ truyền cho các bước sau:

con lăn, nó thỏa mãn

các yêu cầu mà giá

lại rẻ hơn xích răng

3.2 ĐỊNH SỐ

RĂNG ĐĨA XÍCH:

Số răng đĩa xích càng ít thì xích càng bị mòn nhanh, vađập mắc xích vào đĩa càng tăng và xích lại càng ồn Dođó cần phải hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích

NIII = NII×η2×η4 = 4,69×0,92×0,99 = 4.27165 (KW)

Tỉ số truyền của bộ truyền xích là : ix = 1,6

CHI TIẾT MÁY

động, va đập và tiếng ồn càng tăng Bước xích đượcchọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lềvà số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơnsố vòng quay giới hạn

Để tìm bước xích, trước hết định hệ số điều kiện sửdụng:

25 Z

Z01 : số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở

Hệ số vòng quay đĩa dẫn :

85 , 1 93 , 26

n01 : số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở

Công suất tính toán của bộ truyền:

Nt = K.KZ.Kn.N = 1,45×0,893×1,85×4,27 ≈ 10 (KW)

Chọn : [N] = 11 KW

một dãy có t = 38,1mm, no1 = 50v/ph, Zo1 = 25 công suất chophép [N] = 11KW

Bước xích quá lớn nên ta chọn 3 dãy xích

Tra bảng (TKCTM−106-B6.4) ta chọn được xích ống con lăn

ba dãy có t = 25.4mm, no1 = 50v/ph, Zo1 = 25 công suất chophép [N] = 3,3KW

các kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q =

50000 N Khối lượng một mét xích q = 2,57 Kg

Kiểm tra lại theo điều kiện :

gh

1 n

răng đĩa dẫn Z1 = 28, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa xíchcó thể đến 760 v/ph

n1 = 26,93 v/ph ; ngh = 770 v/ph vậy thoã mãn đk

3.4 Định khoảng cách trục A và số mắt xích :

Định sơ bộ Asb = 30.t = 762 mm

Trước hết ta phải tính số mắc xích :

7 , 96 762

4 , 25 14 , 3 2

28 45 4 , 25

762 2 2

45 28

2

2 2

2 2

1 2 2

+

=

A

t Z Z t

A Z

n.ZL

93 , 26

giây là [u] =30 cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỏa mãn Tính chính xác khoảng cách trục A theo mắc xích đãchọn :

+

−

=

2 1 2

2 2 1 2

1

2

Z Z 8 2

Z Z X 2

Z Z X 4

t

A

14 , 3 2 28 45 8 2

45 28 98 2

45 28 98 4 4 ,

CHI TIẾT MÁY

Cuối cùng là lấy A = 775,.666

3.5 Tính đường kính của đĩa xích :

− Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :

858 , 226 28

180

4 , 25 180

1

c

Sin Z

Sin

t d

mm − Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :

364 45

180

4 25 180

2

c

Sin Z

Sin

t d

mm

3.6 Tính lực tác dụng lên trục :

n t Z

N k 10 6 P k

, 26 4 , 25 28

3 , 3 15 , 1 10 6

10 6

7 7

N k P

k

PHẦN III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT :

2.1 CHỌN VẬT LIỆU, CÁCH CHẾ TẠO VÀ NHIỆT LUYỆN : Bánh vít : Giả sử vận tốc trượt của bánh vít vt = 2÷ 5

vít, khuôn đúc bằng cát Tra bảng (TKCTM−71-B4.4) :

σch = 170 (N/mm2)

σbk = 400 (N/mm2)

Trục vít : chế tạo bằng thép nhiệt luyện 45 tôi thể tíchbề mặt có độ rắn HRC = 45 ÷ 50

2.2 ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho

phép của bánh vít:

Do tải trọng không thay đổi nên Ntđ = N

Ntđ : số chu kỳ tương đương

N : số chu kỳ làm việc của bánh vít

Ta có : N = 60×n2×T = 60×80,8×5,5 ×310×18 = 14,8785×107

(chu kỳ)

(T-tổng số giờ làm việc của bộ truyền)

Hệ số chu kỳ ứng suất : theo (TKCTM− 71-4.5)

răng Z 2 của bánh răng vít :

Chọn số mối ren của trục vít : Z1 = 3

Số răng của bánh vít : Z2 = iv×Z1 = 12×3 = 36

2 1

2

3

970 80,836

2.2.3 Chọn sơ bộ hiệu suất, hệ số tải trọng và

tính công suất trên bánh vít :

Số mối ren Z1 = 3; trục vít dẫn động, hiệu suất sơ bộ

ηv = 0,84

Công suất trên trục vít : N1 = 5,64 KW

Công suất trên bánh vít : N2 = ηv×N1 = 0,84×5,64 = 4,7376KW

Định sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3

2.2.4 Định môđun m và hệ số đường kính q theo

điều kiện sức bền tiếp xúc

Tính m3q theo công thức :

2 2 2

2 tx

6 3

n

N K Z

] [

10 45 , 1 q

m ≥  σ ×  × (TKCTM−73-4.9)

2 6

Tra bảng (TKCTM−B4.6) : m = 5 ; q=10 với m3q = 10,8

Khi đó m3q = 9,8 thỏa mãn điều kiện trên

2.2.5 Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và

hệ số tải trọng :

2.2.5.1 Vận tốc trượt v t có phương theo đường tiếp tuyến của ren trục vít :

CHI TIẾT MÁY

tg ).

98 , 0 96 , 0

(

ρ + λ

λ : góc vít của trục vít

Tra bảng (TKCTM−74-B4.7) ứng với Z1 = 3; q = 10 : tìm đượcgóc vít :

λ = 16o41’57’’ ≈ 16,7o

Tra bảng (TKCTM−74-B4.8) ứng với vt = 2,65 (m/s) chọn hệsố ma sát ƒ = 0,028

Góc ma sát tương ứng với ρ’ ≈ ρ = arctgƒ = arctg0,028=1,6o

Do đó : hiệu suất của bộ truyền :

kđ : hệ số tải trọng động

Vận tốc vòng của bánh vít:

2

3,14.5.36.80,8

0, 7560.1000 60.1000 60.1000

Từ các kết quả tính toán về K,η,v t so với dự đoán

ban đầu chênh lệch không lớn lắm cho nên ta đê nguyên kết quả để tiếp tục thiết kế

2.2.6 Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít

Tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra tại chânrăng bánh vít theo công thức :

u 2

2

n.q.y.Z.m

N.k.10

2.2.7 Kiểm nghiệm sức bền răng bánh vít khi chịu

quá tải đột ngột

Nếu bộ truyền trục vít phải làm việc quá tải với hệsố quá tải là Kqt, cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc vàứng suất uốn quá tải:

Ta có :

3 2

2

1

.512000

[ ]

Z

K N q

tx 2

2

n N k ]

.[

q Z

512000 1

+ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải đột ngột

Vì vật liệu làm bánh vít bằng đồng thanh nhôm sắtnên :

[σ]txqt = 2×σch = 2×170 = 340 (N/mm2)

2 3

CHI TIẾT MÁY

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột

[σ]uqt = 0,8×σch = 0,8×170 = 136 (N/mm2)

Ta có : σtxqt =σtx K qt =48,9 1,3 55,75= (N/mm2) < [σ]txqt=340(N/mm2)

σuqt = σu×Kqt = 23,6×1,3 = 30,04 (N/mm2) < [σ]uqt=136(N/mm2)

2.2.8 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ

truyền

yếu của bộ truyền trục vít:

− Hệ số đường kính : q = 10

− Số mối ren của trục vít : Z1 = 3

− Số răng bánh vít Z2 = 36

− Bước ren của trục vít : t = πm = 3,14×5 = 15,7 (mm)

− Góc prôfin trong mặt cắt dọc : α = 20o

− Góc vít λ trên hình trụ chia của trục vít : tgλ = 1 3

PP

2 r

2.2.9 Tính lực tác dụng lên bộ truyền trục vít

Để tính trục và ổ, có thể phân tích lực tác dụng trongbộ truyền trục vít ra làm 3 thành phần : lực vòng, lựcdọc trục và lực hường tâm, tác dụng lên trục vít là lênbánh vít

− Lực vòng P1 trên trục vít có trị số bằng lực dọc trục

− Lực vòng P2 trên bánh vít có trị số bằng lực dọc trục

Pa1 trên trục vít

2

2 1

2

d

M 2 P

2.2.10 Kiểm nghiệm sức bền và độ cứng của

thanh trục vít

Để bộ truyền làm việc được bình thường thì trục vítcó sức bền và độ cứng Vì kích thước của trục vít đã

CHI TIẾT MÁY

được xác định sau khi tính sức bền răng bánh vít, cho nêntính toán sức bền và độ cứng của trục vít là tính toánkiểm nghiệm

Vì trục vít một đầu được lắp ổ côn để đỡ chặn, cònđầu kia lắp ổ lăn đở tùy động nên độ võng của thân trụcvít phải thỏa mãn điều kiện sau :

] f [ EJ

768

) l P ( ) l d P l

P

(

f = r 2+ 2 c 12 2+ r 3 2 ≤

Trong đó : f : độ võng lớn nhất của trục vít (mm)

[f] : độ võng cho phép của trục vít [f] = (0,005 ÷

0,01)m = 0,03

E : môđun đàn hồi của trục vít E = 2,1.105 N/mm2

P1, P2, Pr : lực vòng trên trục vít, lực vòng trênbánh vít và lực hướng tâm

dc1 : đường kính vòng chia của trục vít

l : Khoảng cách giữa 2 gối tựa trục vít

J : momen quán tính tương đương tiết tiện thân vít

< 0,05 Thõa mãn điều kiện cứng uốn

Do bộ truyền làm việc với vận tốc tương đối chậmnên thõa mãn điều kiện tlv≤[ ]t max

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ở đây là bộ truyềncấp chậm, nó thực hiện truyền độngtừ trục II sang trụcIII Hệ thống làm việc ở đây với tải trọng không đổi, êm Tabiết rằng, so với truyền động cơ khí khác, truyền độngbánh răng có những ưu điểm nổi bật :

− Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn

− Hiệu suất cao

− Tuổi thọ cao, làm việc chắc chắn

− Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỷ sốtruyền khá rộng

Tuy nhiên, truyền động bánh răng có hai nhược điểm sauđây:

− Đòi hỏi chế tạo chính xác cao

− Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn

− Chịu va đập kém (vì độ cứng của bộ truyền khá cao)

Ta tiến hành thiết kế bộ truyền như sau :

Vật liệu làm bánh răng phải thõa mãn các yêu cầu vềsức bền bề mặt (tránh tróc rổ, mài mòn, dính ) và sứcbền uốn

+ Bánh nhỏ : Để giảm kích thước bộ truyền ta chọn

1000

bk

σ = N/mm2 ; σ =ch 800 N/mm2 ; HB = 270+ Bánh lớn: thép 35X thường hoá với phôi φ =100 200÷ mm

2.Định ứng suất cho phép.

a.Ứng suất tiêïp xúc cho phép:

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[ ] [ ]σ tx = σ Notx 'k N

Mà [ ]σ Notx =2,6HBtra theo bảng (TKCTM-43-3.9)

k’N - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc

k’N =6 0

td

N N

N0 -chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

Ded

Do

CHI TIẾT MÁY

N0 = 107 (TKCTM-43-3.9)

Ntđ -chu kỳ tương đương

Tải trọng không thay đổi nên Ntđ = N = 600u.n.T

n - số vòng quay trong một phút của bánh răng n =26,93

u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quaymột vòng u =1

T - tổng số giờ làm việc; T= 18.310 = 5580 giờ

Vậy :

+ Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:

Ntđ2 = 600.1.26,93.5580 = 9,016.107 > No = 107

Vậy chọn hệ số: KN’ = 1

+ Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

Ntđ1 = i.Ntđ2 = 3 9,016.107

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[ ]σ tx1 =2,6.270 702= N/mm2

[ ]σ tx2 =2,6.220= 572N/mm2

Lấy hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ứng suất ởchân răng: kσ= 1 , 8

b.Ứng suất uốn cho phép:

+ Giới hạn mỏi của thép 40XH là:

301.1

111, 48 1,5.1,8

N u

249, 4.1

92, 41,5.1,8

N u

A

tx n

N k i

≥

A ( )

2 6

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức : K = Ktt × Kđ

(TKCTM−47−3.19)

Trong đó : Ktt - hệ số tập trung tải trọng, vì tải trọng

không thay đổi và độ rắn của các bánh răng < 350 HBnên Ktt = 1

cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắnmặt răng

168 2 1

2

= +

= +

1

75,6

0,984

d

b d

sb

k

mm

CHI TIẾT MÁY

9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Tra bảng (TKCTM-52-3.18) ta có

k N

y m Z n b = = <[σ] u1 = 111,48 N/mm 2

σu2 1 1

2

0, 47897,85 90, 470,517

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ]txqt1 = 2,5 [σ]tx1 = 2,5.702 = 1755 N/mm2

[σ]txqt2 = 2,5 [σ]tx2 = 2,5.572 = 1430 N/mm2

+ Ứng suất uốn cho phép quá tải:

Trong quá trình làm việc, bộ truyền có thể quá tải.Chẳng hạn lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải Kqt

tx txqt = σ K ≤ [ σ ]

uqt qt

u uqt = σ K ≤ [ σ ]

- Với bánh nhỏ:

1

10 05 , 1

n b

N K i

i A

+

=

σtxqt2 6 ( )3

3 1 1,32.4,691,05.10

196,16160.3 72.26,93

+

+ Kiểm nghiệm sức bền uốn:

Trong quá trình ăn khớp, điểm đặc lực di động trênbề mặt răng, xét trường hợp lực tác dụng tại đỉnh răng,lúc đó ứng suất sinh ra trong tiết diện nguy hiểm của răng(chân răng) là lớn nhất vì cánh tay đòn của lực lớn nhất

σuqt1 = kqt.σu1 = 1,8.97,85 = 167,13 N/mm2< 560 = [ ]σuqt1

σuqt2 = kqt.σu2 = 1,8.90,47 = 162,846 N/mm2 < 360 =

[ ]σ uqt2

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền

11.Các thông số hình học của bộ truyền:

+ Số răng: Z1 = 27 ; Z2 = 81

+ Goc ăn khớp: α = 20o

+ Chiều rộng răng: b = 72 mm

+ Khoảng cách trục: A = 160 mm

+ Đường kính vòng chia:

d1 = mn,Z1 = 3.27 = 81 mm

d2 = mn.Z2 = 3.81 = 243 mm+ Đường kính vòng đỉnh:

De1 = d1 + 2.mn = 81 + 2.3 = 87 mm

De2 = d2 + 2.mn = 243 + 2.3 = 249 mm+ Đường kính vòng chân răng:

Di1 = d1 - 2.mn = 81 - 2.3 = 75 mm

Di2 = d2 - 2.mn = 243 - 2.3 = 237 mm12.Tính lực tác dụng lên bộ truyền:

CHI TIẾT MÁY

CHI TIẾT MÁY

+ Tính chính xác

+ Tính cho từng trục

s 4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45

Chế độ nhiệt luyện:

4.2.1 Tính sức bền:

4.2.1.1 Đường kính sơ bộ của tru ûc:

n : số vòng quay trong 1 phút của trục

N

n

4.2.1.2 Tính gần đúng trục:

tiết quay ) là c = 10 mm

mm

l2=10 mm

=> Tổng hợp các kích thước ta có:

702

Bll2

l

3 4

R2

d.Ph.P

1 r

Ay = 1 − 1 − y + =

∑

7060

5,49.286860

.1044h

d.Ph

PR

2 1

1 a 1 r B

1 1

+

−

=+

CHI TIẾT MÁY

Tại tiết diện I−I :

2

5,492868h

.R2

Đường kính trục tại tiết diện I−I :

] [

1 , 0

M d

σ

≥

Trong đó :

74376 21998

75 , 0 71895 M

75 , 0 M

x 2

74376 ]

.[

1 , 0

Tính chính xác trục I :

Hệ số an toàn:

] n [ n n

n n

τ σ

m a

1

.k

n

σψ+σβε

σ

=

σ σ

1

.k

n

τψ+τβε

τ

=

τ τ

β : hệ số tăng bề mặt trục β = 1

kσ , kτ − hệ số tập trung ứng suất kσ = 2,5, kτ = 1,8(Trục vít)

εσ , ετ − hệ số xét ảnh hưởng của kích thước tiết diệntrục đến giới hạn mỏi

tại tiết diện I−I : lấy εσ = 0,84 ; ετ = 0,72

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chuký đối xứng :

max min

n

σβε

σ

=

σ σ

− σ

Vì bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động nên :

o

x max

m

a

W 2

7 , 38 14 , 3 32

d W

3 3

=

= π

7 , 11374 16

7 , 38 14 , 3 16

d W

3 3

4 , 5687

71895 W

CHI TIẾT MÁY

2,

76,12.1.84,0

5,2

270

.kn

a

σβε

σ

=

σ σ

− σ

6097,0.05,097,0.1.72,0

8,1

150

kn

m a

+

=τψ+τβε

τ

=

τ τ

τ

− τ

n nn2.nn2 7,72,22.60602 =7,2

+

= +

=

σ τ

62 l 2

2

26 10 10 2

d.Pa.P

2

2 a r

∑

=>

3392 6

, 215

8 , 143 3 , 4208 5

, 67 880 64 1044 L

) b a ( P 2

d P a

.

P

R

2 2 2

d P ) b a (

64 2868 46

8 , 876 8 , 143 8 , 1564 L

a P 2

d P ) b a (

P

3 a r

Mặt khác : RCx + RDx − Pr −P2 = 0

=> R = −R + P +P = 1564,8 + 2868− 1708 = 2724,8 N