Báo cáo Bài tập lớn thiết kế chi tiết máy: Hộp giảm tốc 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng

Phần 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN1.1. Xác địnhcông suất cần thiết của trục động cơVì tải trọng thay đổi theo bạc nên ta có Công suất tương đương của bộ truyền: =0,78 PmaxNhận xét:công suất lớn nhất và lâu dài tác dụng trên trục máy công tác là công suất làm việc của băng tải Plv=PmaxCông suất làm việc: Hiệu suất chung của hệ thống:: =0,95.0,993.0,962.0,99 0.84Với: :là hiệu suất bộ truyền :là hiệu suất bộ truyền đai( =0,95) :là hiệu suất ổ lăn( =0,99) :là hiệu suất bánh răng( =0,96) :là hiệu suất khớp nối băng tải và hộp( =0,99)Công suất trên trục động cơ điện: 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơSố vòng quay của tang(số vòng quay của trục công tác): •Do yêu cầu thiết kế chọn hộp giảm tốc phân đôi và bánh răng trụ hai cấp Dự vào bảng 2.4 chọn (tỷ số truyền hộp giảm tốc) (tỷ số truyền bánh đai) (tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống)Do: số vòng quay sơ bộ của động cơ: Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: Tra bảng P1.3 chọn động cơ điện:Ký hiệu:4A132S4Y3Công suất: Pdc=7,5(Kw)Số vòng quay: =1455 

Nhóm 14_ĐH Cơ điện tử 1 k3

Tính toán hệ dẫn động

Phần 1:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác địnhcông suất cần thiết của trục động cơ

- Vì tải trọng thay đổi theo bạc nên ta có

Công suất tương đương của bộ truyền:

8

4 75 , 0 6 , 2 1

.

) (

2 2

max

1

1

2 max max

T P

i i

 :là hiệu suất bộ truyền

 đ :là hiệu suất bộ truyền đai(đ =0,95)

 ol:là hiệu suất ổ lăn(ol=0,99)

 br:là hiệu suất bánh răng(br=0,96)

 kn:là hiệu suất khớp nối băng tải và hộp(kn

656 , 4

52 , 0 60000

60000

 số vòng quay sơ bộ của động cơ:

T

n n

P P

 Tra bảng P1.3 chọn động cơ điện:

Ký hiệu:4A132S4Y3

Công suất: Pdc=7,5(Kw)

dn k mm

T

T T

T

1.3 Phân phối tỉ số truyền trong hộp

Tỷ số truyền chung toàn hệ thống:

46 , 89

03 , 31

n

n u

- Đảm bảo 3 yêu cầu của hộp giảm tốc tra theo hình 3.21 đối với HGT phân đôi:

2 1

u u

1.4 Xác định công suất, mô men, tốc độ quay trên các trục

đ

dc 14552,34 620 , 73 1

- Tốc độ quay trục thứ II của hộp giảm tốc(trục giữa)

- Tốc độ quay của trục thứ III của hộp giảm tốc:

1.4.2 Công suất trên các trục

- Công suất trên trục thứ III của hộp giảm tốc:

P P lv 6 , 1Kw

99 , 0 99 , 0

98 , 5





- Công suất trên trục thứ II của hộp giảm tốc:

ol br

418 , 6 96 , 0 99 , 0

1 , 6

753 , 6 96 , 0 99 , 0

42 , 6

753 , 6

P P

đ ol





1.4.3 Mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên trục thứ nhất:

dc

dc 47126 , 46

10 55 ,

ct

lv 1837483 , 91

10 55 ,





*Lập bảng thông số

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT:

tỷ số truyền thực tế: ut= = 180.(1425 0,02)=2,34

suy ra :∆u = 100% = 2,8 < 3% (thỏa mãn)

6.Khoảng cách trục và chiều dài đai:

) 180 425 ( 2

) 425 180 (

1100 2

4

) (

2

) (

.

2

2 2

1 2 2



a

d d d d

a

mm

Cộng thêm 100÷400 mm tùy theo cách nối đai

8.Số vòng chạy của đai trong 1s:



Suy ra: a= 1100 mm

Giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép

10.Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ:

Theo 4.7 góc ôm:

a a

d

180 ) (

57 180

0 0 1

2

0 0 1

 đối với đai vải cao su

11 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Lực vòng được xác định theo công thức 4.9[1]:

  

71 , 13

3 , 6 1000 1000

1



d

Theo 4.1 thì nên chọn loại đai Б-800 số lớp là 3 và không có lớp lót

12 Ứng suất có ích cho phép, theo (4.10)

d

k k

Chọn b=63 mm Chiều rộng bánh đai là B=71 mm

14 Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu là:

b

F0  0  =2,05.4,5.63=581,17 N

Lực tác dụng lên trục

) 2 / sin(

.

.

2F0 1

15 Kết quả tính toán loại đai là:

Góc ôm α1 độ 167,3

Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

I/ Bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh

Tính bộ truyền răng trụ thẳng với các số liệu sau

Công suất bánh răng : P1=6,753 Kw

t

T T

F

H

414 230 8 , 1

530 70 230 2 70 2

441 245 8 , 1

0 2 lim

2

0 2 lim

0 Flim1

, 2 1

10 39 , 1 230 30

10 6 , 1 245 30

Theo (6.7) HE i n i t i

T

T C

i

t T

T t

u

n c

3

max 1

1 2

6 , 2 1 16000

5

19 , 621 1

K

H H

H

HL H

H

8 , 481 1 , 1

1 530

509 1 , 1

1 560

2 1

0 lim

6 , 2 1 16000 5

19 , 621 1

2

FE N

1 1 441

 

  236 , 5MPa

75 , 1

1 1 414

ch F

ch F

ch H

360 450 8 , 0

8

,

0

464 580 8 , 0

8

,

0

1260 450

8 , 2

8

,

2

2 max

2

1 max

1

2 max

H a

w

u

K T u

1 1

] [

)

1 (

32 , 0 53 , 0 ) 1 (

KHβ=1,03(Sơ đồ 7)

Thay số vào công thức xác định được khoảng cách 2 trục là:

) ( 2 , 196 32

, 0 5 8 , 481

03 , 1 65 , 103895 ).

1 5

5 , 2

198 2 )

) 130 26 ( 5 , 2 2

) ( 1 2

Theo bangr 4.10a tra được k x  0 , 416, do đó theo (6.24) hệ số giảm điỉnh

2325 , 0 ] / ) (

x

t

t t

Góc ăn khớp: 0 , 925

2

cos

w

t tw

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu phải đảm bảo (6.33):ứng suất tiếp xúc xuất hiệ trên mặt răng

2 W1 1 W

1 1

.

) 1 ( 2

d u b

u K T Z Z

Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc:

Hv H

. 1 1

s m n

KHv là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp H  0 , 006

088 , 1 1 03 , 1 65 , 103895

2

66 36 , 63 52 , 4 1

2

1

h HV

k K T

d b K

12 , 1 1 088 , 1 03 , 1

1 5 12 , 1 65 , 103895

2 87 , 0 7 , 1

/ ( 5 )

Như vậy H  [ H] thỏa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo (6.43): F T b K F.d Y Y.m Y

2

W1 W

F1 1

2

66 36 , 63 05 , 12 1

2

1

F

d b K

Do đó: K F K F.K F.K FV  1 , 05 1 1 , 24  1 , 3

73 , 1 ) 1 1 ( 2 ,





58 , 0 73 , 1

1 1

2 2

1 1

z z

z z

F2 F1

Y Y

) ( 1 , 55 5

, 2 66 36 , 63

67 , 3 1 58 , 0 3 , 1 65 , 103895

47 , 3

R

0 1 lim 1

.

.

FL FC XF F

F F

FL FC XF F

F F

K K K Y Y S

K K K Y Y S

02 , 1 5

, 2 ln

069 5 ,

0 08

, 1 )

ln (

06 95 ,

0 08

, 1

7 5 , 1 1

S Y

F

F

3 , 241 1

1 1 02 , 1 1 75 , 1 414

25 , 257 1

1 1 02 , 1 1 75 , 1 441

1 1

F F

F F









 Thoả mãn đièu kiện bền uốn

e)Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) với max 2 , 2

Khoảng cách trục chia a a 0 , 5m(z2 z1) / cos  195

B/TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC.

I/ Tính bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng

Tính bộ truyền răng trụ răng nghiêng với các số liệu sau:

Công suất bánh răng: P2  6 , 418 (kw)

Tương tự như bánh răng cấp nhanh

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trongthiết kế chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

MPa

MPa HB

MPa

F

H

414 230 8 , 1

530 70 230 2 70 2

441 245 8 , 1

0 2 lim

2

0 2 lim

0 Flim1

, 2 1

10 39 , 1 230 30

10 6 , 1 245 30

Theo (6.7) HE i n i t i

T

T C

i

t T

T t

u

n c

3

max 1

1 2

6 , 2 1 16000

5

19 , 621 1

K

H H

H

HL H

H

8 , 481 1 , 1

1 530

509 1 , 1

1 560

2 1

0 lim

Do đây là cặp bánh răng trụ nghiêng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho

phép được xác định như sau:    H  H MPa

2

2 1

6 , 2 1 16000 5

19 , 621 1

2

FE N

1 1 441

 

  236 , 5MPa

75 , 1

1 1 414

ch F

ch F

ch H

360 450 8 , 0

8

,

0

464 580 8 , 0

8

,

0

1260 450

8 , 2

8

,

2

2 max

2

1 max

1

2 max

W

¦

1

ba H

H a

u

K T u

Trong đó:Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của 2 cặp bánh răng

T2: là mô men xoắn trên trục bánh chủ động(trục 2)

T’

2=246667,35(Nmm);u2=4;ba=0,32 và [σH]=495,4(MPa)

85 , 0 ) 1 4 (

32 , 0 53 , 0 ) 1 (

, 0 4 4 , 495

03 , 1 35 , 246667 ).

1 4

1 4 (

5 , 2

8191 , 0 205 2 ) 1 (

140 5 , 2 arccos(

) 2



c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu phải đảm bảo (6.33):ứng suất tiếp xúc xuất hiệ trên mặt răng

2 W2 2 W

2 2

'

)1(.2

d u b

u K T Z Z

Trong đó: -ZM: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu

ZM=274(MPa)1/3 (vì vật liệu bánh răng là thép)

Ta có t  tw arctg(tg / cos  ) arctg(tg20 / cos 31 , 39 )  23 , 09 0

56 , 0

Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc:

Hv H

. 2 2

s m n

Vì v 4 (m/stra bảng 6.13 chọn cấp chính xác là 9, do đó theo bảng (6.16) có73

2

82 6 , 65 554 , 0 1

2

1

2 '

W2 W

h HV

K K T

d b K

28 , 1 13 , 1 0045 , 1 13 , 1

1 4 28 , 1 35 , 246667

2 756 , 0 51 , 1

/ ( 5 )

Như vậy H  [ H] thỏa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo (6.43):

m d b

Y Y Y K

T F

F

.

2

W2 W

F1 2

' 2

Trong đó theo bảng (6.15):F  0 , 016, theo bảng (6.16): g0  73

Do đó theo (6.46):

37 , 1 26 , 1 35 , 246667

2

82 6 , 65 43 , 4 1

2

1

2 '

W2 W

F FV

K K T

d b K

Do đó: K F K F K F K FV  1 , 26 1 , 37 1 , 027  1 , 77

Với   1 , 88  3 , 2 ( 1 /z1  1 /z2) cos   1 , 75

57 , 0 75 , 1

1 1

, 2 82 6 , 65

63 , 3 75 , 0 58 , 0 77 , 1 35 , 246667

2 1

Như vậy F1  [ F1]; F2  [ F2] nên thỏa mãn điều kiện uốn

e)Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) với max 2 , 2

Khoảng cách trục chia a a 0 , 5m(z2 z1) / cos  205

t tg F

=

1

26 22 4 ,

0 

k

T

ứng suất cho phép [ ] = 15…30 MPa

lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc , trị số lớn đối với trục

ra (ở đây trục vào là trục I và trục ra là trục III )

Chiều dài may ơ bánh răng trụ và bánh răng đai trên các trục:

+) chiều dài mayơ bánh đai , bánh răng

chọn chiều dài mayơ bánh đai: lm11= (1,2…1,5)d1 = 36…45 mm

chọn chiều dài mayơ bánh răng:

k2 = 10 - khoảng cách từ m ặt m út ổ đến thành trong của hộp

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

hn = 20 - chiều cao nắp ổ và đầu bulông

- Tính khoảng cánh giữa cá gối đỡ và điểm đặt lực cho trục trung gian làtrục 2:

5

, 66 )

) ( 6 , 872 23

119 5

, 66

5 , 304 119

) ( 5 , 1802 238

5 , 66

5 , 304 119

0 

td

M

= 30,7 (mm)Lấy d10 = 35 mm

từ bảng 10.5 ta có: 1  63

d13 = 3  

1

13

1 ,

0 

td

M

= 34,3 (mm)Lấy d13 = 38 mm

214478,53 N.mm 174183,5 Nmm

Với

mj dj

dj j

ky10 = 1,3 (đối với trục nhẵn)

ky13 = 1,6 (đối với trục lắp bánh răng và bánh đai)

Theo bảng 10.12

j

j aj mj

W M

K K

65 , 1

) (

2 13 13 13 13

2 1332



 d

33 , 10

72 , 17

34 , 12

13

13 13 13

12 12

10 10

m

a m

a m

81 , 0

80 , 0

86 , 0

88 , 0

87 , 0

6 , 1

44 , 1

844 , 1

26 , 10 5

636 , 4

10 10

S S S

Vậy trục đủ điều kiện bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng của trục

*)Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

 

  0 , 8 520

5 , 51 16 3 43 , 43

16

2 , 0 2

,

0

43 , 43 1

, 0 1

,

0

3

2 2

3 12

12 3

max

3

13 3

max

2 2

td

d

T d

T

d

M d

, 181 119

5

, 56 )

4 , 2360 238

5 , 181 119

5

, 56

199 5

, 56 5

, 181

5 , 56 119

5

, 181

*)Kiểm nghiệm độ bền mỏi

Hệ số an toàn tại cá tiết diện nguy hiểm

S j Sj.Sj/ S2j S2j

1 ;

mj aj

, 0

6 , 370 436

, 0

1 1

2 /

22

20 21

21 20

20

23

24 22

21 20

2 1 1

22

20

20 21 20

23

24

22

21 20

2 1 1

3

23

22

21 20 3

0 20 2

08 , 2565

9354 , 20265

62 , 11647

2 16

49

66 , 54 0

93 , 1850

58 , 9408

44 , 5364

2 32

4 , 5880805

3 , 514301

0 32

/

a m a

m

a m q

j

j j

j

j

j

Wo T W

W

W

M

W M W M W

W

M

M

M M d

) ( 3 , 6016

22 33

F t  t  t 

) ( 7 , 3004

22 33

F r  r  r 

) ( 9 , 3670

22 33

l

70

5 ,

, 181

 S S S

S

S

S

j j

j j





2 2

1



mj aj

9 80 9 25 32

9 80 9 25 16





 mj aj

K K

Vậy: 11,19,21

33 22

33 32

d d

K K

K K

6 , 370

7 , 15 63 , 8

2



S

Vậy không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh cho truc 3:

1 , 0

1 , 843333 1

12   





Y X

e VF

F

o r

10  



Fr11 F x F y2 2002 , 6N

11 2

11  



=>Khả năng tải tĩnh được đảm bảo.

5.Khả năng quay nhanh của ổ:

=>Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ 7208 một dãy

3.Kiểm tra khả năng tải tĩnh:

Ta lấy d2 = 16 mm Chọn bu lông M18 (Theo TCVN).

+ Đường kính bu lông ghép nắp bích và thân d3 :

Trong đó : L – Chiều dài hộp, lấy sơ bộ L = 900 mm.

B – Chiều rộng hộp , lấy sơ bộ B = 350 mm

3 Các chi tiết khác.

a Bu lông vòng.

12 5

10

0

15 0 87

Chọn theo tiêu chuẩn bảng 18-6.

e Nút tháo dầu : Chọn nút tháo dầu côn theo tiêu chuẩn trong bảng 18-8.

Thiết bị kiểm tra tháo dầu : Que thăm dầu theo tiêu chuẩn bảng 18-11d.

28

15 9

II.Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh.

1 Xác định kiểu lắp.

- Giữa bánh răng và trục: Chọn kiểu lắp

- Giữa ổ lăn và trục: Chọn kiểu lắp

- Giữa bánh đai và trục : Chọn kiểu lắp

2 Bôi trơn.

a- Bôi trơn trong hộp giảm tốc.

Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và

đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu với chiều sâu ngâm dầu =1/6 bán kính bánh răng Lượng dầu bôi trơn : 1,5…2 (l)

Dầu bôi trơn :

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ làm bằng vật liệu thép tra bảng 18-11 và bảng 18-13

ta chọn được :

Tên dầu Thiết bị cần bôi

trơn

Lượng dầu hoặc mỡ

Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo

AK- 15

Bộ truyền trong

b-Bôi trơn ổ lăn.

Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật , nó sẽ không bị mài mòn , ma sát trong ổ sẽ giảm , giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau , điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ồn ,Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ , nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn , đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm , Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bị ảnh hưởng của

nhiệt độ theo bảng 15-15a/T2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống và thời gian thay mỡ khoảng 5 tháng / lần.

3.Điều chỉnh.

a-Điều chỉnh ăn khớp bánh răng.

Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

b-Điều chỉnh khe hở các ổ lăn.

Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau:

• Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa nắp và vỏ hộp.

• Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2.

• Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài

ổ và làm cho vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục.

• Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khác nhau.

Tài liệu tham khảo

-Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II Nhà xuất bản Giáo dục-1999.

-Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II.

Nhà xuất bản Giáo dục.

-Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai

Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000.

-Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội 1994