thiết kế hộp giảm tốc bánh răng – trục vít bánh vít

Sinh viên thực hiện Nguyễn Văn Hùng... Vì cặp bánh răng thẳng lên ta chọn... h: chiều cao then... Biểu đồ momen trang bên... h: chiều cao then... h: chiều cao then.

Trang 1

Lời nói đầu

(µ)

ính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí Đồ án chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kĩ thuật,…đồng thời giúp sinh viên làm quyen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

T

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn Với chức năng như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện kim, hóa chất, trong công ghiệp đóng tàu Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm vụ thiết hộp giảm tốc Bánh răng – Trục vít Bánh vít Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô trong môn học, đặc biệt là

thầy HOÀNG XUÂN KHOA em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình

Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian còn có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra Em xin chân thành cảm ơn những ý kiếnđóng góp của các thầy cô trong bộ môn

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Văn Hùng

Trang 2

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁYSố: 24

Giáo viên hướng dẫn:

Họ và tên sinh viên: Bùi Đình Bút Lớp: CK5

Mã số sinh viên: 0541010410

Khóa: 5……….……Khoa: CƠ KHÍ

Các số liệu cho trước:

1: Lực kéo băng tải:………F=11500 (N)

2: Vận tốc băng tải:……….v=0,54 (m/s)

3: Đường kính tang:………D=320 (mm)

4: Thời gian phục vụ:……… lh=16000 (giờ).

5: Số ca là việc:………2……

6: Đặc tính làm việc:………(Va đập nhẹ)

Trang 3

PHẦN THUYẾT MINH PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ THỐNG ĐỘNG CƠ KHÍ

F : lực kéo băng tải

v : vận tốc băng tải

(+) β : hệ số đẳng trị

I.2) Tính Sơ Bộ Số Vòng Quay Đồng Bộ:

Số vòng quay của tang: (theo công thức 2.16)

n lv=60000 v

π d

=60000.0,54π 320 = 32,24 (vg/ph)Tỉ số truyền toàn bộ

Trang 4

(+) η=0,8675

(+) Khối lượng động cơ: m=159 (kg)

I.3) phân phối tỉ số truyền

Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí

Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25 (T48) Vì cặp bánh răng thẳng lên ta chọn

c = 0,9 dựa vào uh=45 gióng lên ta được ubr =22,5 Thay lại công thức (1.3) ta

Trang 6

PHẦN II, THIẾT BÁNH RĂNG

Do đó ta có:

N HE 2=60 c ∑( T i

T max)

3.n1 t i

=60.c.n1.∑t1.∑( T i

T max)

3

Trang 7

S H =530.

1 1,1=481,8 MPaVậy theo 6.12 với bánh răng trụ

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :[σ F1]=441.1,751,1 ≈ 277,2 MPa

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :[σ F2]=414.1,751,1 ≈ 260,2 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép, theo 6.2a[1] :

Trang 8

Vì 2 bánh răng ăn khớp ngoài nên khoảng cách trục được tính theo công thức

a ω=K a .(U1+1) 3

√ T1 K Hβ

(σ H)2 U1.ψ ba

Trong đó :

Dựa vào bảng 6.5 ta chọn K a=49,5

Theo bảng 6.6 do cặp bánh răng phân bố chìa ra nên chọn ψ ba=0,3.

4,Xác định thông số bộ truyền

Theo công thức 6.17 :

m=(0, 01 ÷ 0,02¿ a ω

= 1,04 ÷ 2,08

Theo bảng 6.8 ta chọn modun pháp m = 1,25 mm

- Ap dụng công thức 6.19 cho bánh răng trụ răng thẳng

- Vì là bánh răng trụ răng thẳng nênβ=0

Số răng bánh nhỏ

Z1=2 aω/[m(U br+ 1)]

= 2.104/[1,25.(2,05 + 1)]

=54,5

Chọn Z1=54

Số răng bánh lớn: Z2 =U br Z1=2,05 54=110,7 chọn Z 2 110

Tổng số răng: Z t=Z1+Z2=54+110=164

Tính lại khoảng cách trục:

Trang 9

o Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky

.Theo công thức 6.22 (Tr.100)

Tra bảng 6.10a ta được k  x 0,045

Suy ra hệ số giảm đỉnh răng  y

6,Các thông số hình học

+ Modun pháp tuyến M  n 1, 25

+ số răng : Z1 =54 răng

Trang 11

Ta được zH =1,7

z

: hệ số kể đến sự trùng kHzớp của bánh răng Vì  bw.sin / ( m) với bw

chiều rộng vành răng bw ba.aw 0,3.103 31 mm

  ovì 0o

 Nên Z ε=√(4−ε a)/3 với

k : hệ số tải trọng khi tiếp xúc : k H k H.k HV

Với k H hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng,

tra bảng 6.7 ta có k H 1, 01

H

k hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp đôi răng đồng thời ăn

kHzớp , đối với răng thẳng k H= 1

- Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng

k hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kHzớp ,tra bảng P2.3 phụ

lục với cấp chính xác 6, v = 10,24 răng thẳng và ta được 1,28

Trang 12

, y F2 : hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.

Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x 1 0,14, x 2 0, 267

K  hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

kHzớp khi tính toán về uốn, với bánh răng thẳng KF  1

v b d K

Trang 13

Vậy bánh răng cấp nhanh đạt yêu cầu độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.

PHẦN III, THIẾT KẾ TRỤC VÍT.

1, tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức

v s=4,5 10−5.n13√T2=4,5 10−5.707 ,32 √1844650=3,9(m/s)

Vì v s< 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc

Cụ thể là đồng thanh nhôm-sắt-niken БpAжH 10-4-4 pAжH 10-4-4 H 10-4-4 để chế tạo bánh vít chọn

vật liệu Trục vít là thép 45, tôi đạt độ rắn HRC 45

2, Theo bảng 7.1, với bánh vít bằng БpAжH 10-4-4 pAжH 10-4-4 H 10-4-4 đúc ly tâm σ b=600 MPa,

Trang 14

Theo công thức 7.16:

Chọn sơ bộ K H=1,2

Với u=22, chọn Z1=2

Do đó: Z2=u Z1=22.2=44

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm:

q=0,3.Z2=0,3.44=13,2

Theo bảng 7.3 ta chọn: q = 12,5

Theo công thức 7.16:

= 226mm

Lệch so với a w đã chọn.chọn lại Z2=45

Có u m= 45

2 =22,5

Trang 15

Chênh lệch tỉ số truyền

m = 2a w/(q + Z2) = 2.230/(12,5 +45) =8

chọn m = 8

Do đó: a w=m

2 .(q+Z3) = 82.(12,5+45)

Trang 16

σ H=(170/ Z2)√ ([Z2 +q]/a w)3.T2 K Hv/q

¿(170/ 45 ).√[(45+12,5 )/230]3.1844650 1,21/12,5

= 194,54 MPa < 200 MPa = [σ H] thõa mãn

5) kiểm nghiệm độ bền uốn :

Chiều rộng bánh vít:

Trong đó d2=m Z2=360 mm thỏa mãn điề kiện bền uốn

6) Các Thông Số Cơ Bản Của Bộ Truyền:

Khoảng cách trục: a w=230 mm

Môđun m=8

Hệ số đường q=12,5

Tỉ số truyền u=22,5

Số ren trục vít và số răng ánh vít Z1=2, Z2=45

Hệ số dịch chỉnh của bánh vít x=0

Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1=125 mm

Chiều rộng của bánh vít b2=75 mm

Đường kính ngoài của bánh vít d aM2=388 mm

Đường kính chia d1=100 mm ;d2=360 mm

Đường kính đỉnh d a1=116mm, d a2=376 mm

Đường kính đáy d f1=80,8 mm df2=340,8 mm

Trang 17

- chọnK t=13 W /(m 2 0C);ψ =0,25, K tq=21 (ứng với n q=930 vg/ ph)

- thừa nhận t d=90 0C (trục vít đặt d ư ới bánh vít ) , t0=20 0.

- vớiv s=3,75 m/s ta dựa vào bảng 7.4 tra được góc ma sát φ=2,30,do đó theo công thức (7.28)

η=0,95 tan γ w/tan ⁡(γ w+φ)=0,95 tan 9,09/tan ⁡(9,09+2,3)=8,096

Mà P2=5,15 KW (công suất trên trục vít)

a Chọn khớp nối là nối trục vòng đàn hồi

- Đặc điểm của khớp loại này là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc bình thường khi độ lệch tâm từ 0,2  0,6 (mm), độ lệch góc đến 1o

- Với momen xoắn trên trục I: T I= ¿ 48869 (N.mm) = 48,869 (N.m)

 Theo bảng 16.10a[II]-tr68 ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi là:Bảng 2:

b Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

- Theo công thức [II]-tr69

- Vậy điều kiện bền dập thỏa mãn

c Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chuốt:

- Theo công thức [II]-tr69

σ u= k T l o

0,1.d c3 D o Z ≤[σ]u trong đó:

Trang 18

+ l o=l1+l2

2=21+

20

2 =31 (mm)+ [σ u]= ¿ 60  80 (MPa)

σ u= 1,5.48869 31

0,1 103.71.6=53,34 ( MPa)<[σ]u

- Vậy điều kiện bền chuốt được thỏa mãn

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC

I,TÍNH SƠ BỘ TRỤC VÀ CHỌN SƠ BỘ Ổ

1,- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 260 280 giới hạn bền σ b= ¿ 950 (MPa)

+ Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng:

Trang 19

3 3 48869

20,12 25,34 , 2[ ] 0.2[ ]

i

T d

2, Tính sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

 Xác định độ dài của trục I (bánh răng nhỏ)

Chiều dài may ơ nửa khơp nối trục vòng đàn hồi I

Trang 20

Có l13  0,5(l m13 b0 ) k1 k2 0,5.(45 + 21) + 13 +10 =56 mmCó l11 2l13 112mm

 Xác định độ dài trục 2 ( trục chứa trục vít)

Chiều dài may ơ bánh răng lớn là

 Xác định trục 3 ( trục bánh vít )

Chiều dài may ơ của bánh vít

Trang 21

3,Tính các lực tại các điểm ăn khớp

- Đặt các lực tác dụng tại điểm ăn kHzớp

Các lực ăn kHzớp bánh răng

1

1 w

144167,83

10248360

Trang 22

- xét mặt phẳng xOz:

Trang 24

Tính chính xác đường kính trục tại các tiết diện j (theo ct10.17[I]-tr194)

d j=√3 √M xj2

+M2yj+0,75.T 2j0,1.[σ]

Trong đó: M yj; M xj là momen uốn

T j là momen xoắn

[σ] = 60 (MPa) trị số của ứng suất cho phép (tra bảng 10.5[I]-tr195), ứng với đường kính sơ bộ d1= 35 (mm)

Chọn kiểu lắp ghép:

- Tiết diện 1-1: lắp khớp nối trục đàn hồi, kiểu lắp k6 (❑+12+15) kết hợp với lắp then

- Tiết diện 1-3: lắp bánh răng, kiểu lắp k6 (❑+2+18) kết hợp với lắp then

- Tiết diện 1-2 và 14: lắp ổ lăn, kiểu lắp k6 (❑+12+15)

Chọn then và Kiểm nghiệm then:

- Dựa vào bảng 9.1[I]-tr173, chọn loại then bằng đầu tròn, ứng suất dập và ứng suất cắt trên then phải thỏa mãn:

σ d= 2 T

d l t .(h−t1)≤[σ d] và τ c= 2.T

d l t b ≤[τ c] Trong đó:

T: monmen xoắn trên tiết diện lắp then

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then

l t= (0,8  0,9)l m là chiều dài then (chọn theo dãy tiêu chuẩn)

h: chiều cao then

Trang 25

t1: chiều sâu rãnh then trên trục.

[σ d] = 100 (MPa) ứng suất dập cho phép (bảng 9.5[I]-tr178)

[τ c] = 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ

- Tra bảng 9.1a[I]-tr173 ta có các thông số của then và kết quả tính:

Bảng 3:

Tiết

diện

d(mm)

b(mm)

h(mm)

σ d<[σ d] và τ c<[τ c] Vậy nên then làm việc đủ bền

b, Tính cho trục II,( sơ đồ biểu diễn các lực)

Xét trong mặt phẳng x0z

Trang 26

Biểu đồ momen( trang bên)

Trang 28

d j=√3 √M xj2+M2yj+0,75.T2j

0,1.[σ]

+đoạn trục lắp bánh răng

(mm)Chọn d22 25mm

+đoạn trục lắp ổ lăn

(mm)Chọn d20 30mm = d2130mm

Vì d21 không chịu mômen

+ đoạn trục có chứa trục vít

Chọn d23  df1  80,8

Chọn d23 =90 mm

Chọn kiểu lắp ghép:

- Tiết diện2-3 : lắp trục vít, kiểu lắp k6 (❑+12+15)

Trang 29

- Tiết diện 2 - 2: lắp bánh răng, kiểu lắp k6 (❑+2+18) kết hợp với lắp then.

- Tiết diện 2-0 và 2-1: lắp ổ lăn, kiểu lắp k6 (❑+12+15)

σ d= 2 T

d l t .(h−t1)≤[σ d] và τ c= 2.T

t1: chiều sâu rãnh then trên trục

[τ c] = 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ

Tiết diện Đường

kính trục

Kích thước then b.h

Trang 30

21

3410320

Trang 32

d j=√3 √M xj2

+M2yj+0,75.T 2j0,1.[σ]

+đoạn trục lắp ổ lăn

Chọn

32 80

d 

σ d= 2 T

d l t .(h−t1)≤[σ d] và τ c= 2.T

t1: chiều sâu rãnh then trên trục

Trang 33

[τ c] = 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ.

kính trục

Kích thước then b.h

σ d<[σ d] và τ c<[τ c] Vậy nên then làm việc đủ bền

5 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: (ct10.19[I]-tr195)

s j= s σj s τj

√s2σj

+s2τj ≥[s❑]

Trong đó:

+ [s s] = 1,5 2,5 hệ số an toàn cho phép

+ s σj và s τj hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

21195264912266

1,939,1646,63

42390529924531

0,589,742,1

Trang 34

3-2 80 50240 8,7 100480 9,18

Xác định hệ số Kσd d và Kτd d theo công thức:

Kσd d = (Kσd /εσd + Kx -1 )/Ky

Kτd d = (Kτd /ετd + Kx – 1 ) / Ky

Với các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 …0,63 –m do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,15 ứng với σd b = 900 (MPa)

Không dùng phương pháp tăng bề mặt,do đó hệ số tăng bền ky = 1

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón ,hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu σd b = 900 (MPa) là Kσd = 2,2, Kτd = 2,1 theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εσd và ετd ứng với đường kình của tiết diện nguy hiểm, từ đó xác định được tỉ số Kσd /εσd và Kτd /ετd tại rãnh then trên tiết diện này Theo bảng 10.11 tra được tỉ số Kσd /εσd và Kτd /ετd do lắp căng tại tiết diện này.trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị này để tính Kσd d và Kτd d kết quả ghi vào bảng sau

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng1-3

-2,632,632,73,2

-

-2,59

2,59

2,95

2,81

2,782,782,853,35

2,742,743,12,96

78,43,83,114,2

151,1940,18,84

69,53,53,097,5

- Vậy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

Trang 35

III, TÍNH CHỌN Ổ LĂN

a, xác định tổng các lực tác dụng lên các ổ trên trục theo công thức

d12=d14=25 (mm) đườngkính ngõng trục

l h=16000(giờ )thời hạn sử dụng

Tải trọng va đập nhẹ

Tính toán:

a Chọn loại ổ và cỡ ổ:

- Dựa vào số liệu thiết kế và bảng P2.7[I]-tr254 ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung, kí hiệu: 305 với các thông số

Đường kính ngoài D = 62(mm)

Đường kính trong d = 25 (mm)

Chiều rộng vành ổ B = 17 mm

Bán kính vát r = 2 mm

Đường kính bi d b=11,51mm

Khả năng tải động C = 17,6 ( KN)

Khả năng tải tĩnh C0=11,6 KN

b,sơ đò bố trí ổ

do gối đỡ R11 chị tải trọng lớn hơn nên ta tính cho ổ tại R11

c, kiểm nghiệm khả năng tải đọng của ổ

- Tải trọng quy ước: Q = (XVF r+ YF a)k t k d (ct11.3[I]-tr214)

Định dạng
Số trang	52
Dung lượng	1,43 MB