thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( loại hộp hộp giảm tốc côn – trụ)

Đề tài của em được giao viên giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp loại hộp: hộp giảm tốc côn – trụ.. K be .u .[σ H]2] Trong đó: KR : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răn

Lời nói đầu

Thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này không những giúp cho sinh viên cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã đượchọc, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được họcsau này

Đề tài của em được giao viên giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( loại hộp: hộp

giảm tốc côn – trụ) Trong quá trình tính toán và thiết kế có sử dụng và tra cứu các tại liệu sau

- Tập 1 và 2 Tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển

- Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn.

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với

sự hiểu biết còn hạn chế cho nên rù đã cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh khỏi nhưng thiếu sót Em kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của thầy cô bộ môn giúp cho em ngày càng tiến bộ

Cuối cùng em xin chần thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc biệt là thầy Hoàng Xuân Khoa đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp em hoàn thành

tốt nhiệm vụ được giao

Hà Nội năm 2012

Sinh viên: Phan Duy Tú

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Công suất cần thiết

Gọi Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác:

Pt =1000F V = 14500.0,521000 = 7,54 (KW)

Trong đó: F: lực kéo băng tải (N)

V: vận tốc băng tải (m/s)Công suất trên trục động cơ điện đươc các định theo công thức sau:

Pct =P t

❑ β

Trong đó:

Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ

: là hiệu suất truyền động

 = ❑1.❑23.❑3.❑4 5 = 0,95.0,99.0,96.0,97.0,99 = 0,867

❑1: hiệu suất bộ truyền đai

❑2: hiệu suất cặp ổ lăn

❑3: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

❑4: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

❑5: hiệu suất nối trục đàn hồi

 Pct = 0,8767,54 0,802 = 6,9 (KW)

1.2 Tính số vòng quay trên trục quay của tang

Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức:

ut = u1.u2 = 20.5 = 100

Trong đó:

u1: là tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp

u2: là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

Số vòng quay của trục máy công tác là:

nlv =60000 v π D =60000.0,52π 350 = 28,39 (vòng/phút)

Trong đó:

v: vận tốc băng tải (m/s)

D: đường kính tang quay (mm)

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Theo bảng P1.1 ta chọn động cơ K160S2 với các thông số sau:

un: tỉ số truyền bộ truyền đai

uh: tỉ số truyền của hộp giảm tốc

chọn un = 5  uh = 20

Phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp:

uh = u1.u2 = 4.5

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

a) Công suất trên các trục

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2 Tính toán bộ truyền đai thang

Như vậy tỉ số truyền thực tế: ut = d2

Chiều dài đai l:

Chiều rộng bánh đai:

Theo 4,17 và tra bảng 4,21 ta có:

B = (z-1)t + 2e = (3 - 1).15 + 2.10 = 50 (bảng 4.21)

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:

da = d1 + 2h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm) chọn da = 132 (mm) với h0 tra bảng 4.21

Đường kính ngoài của bánh lớn:

da = d2 + 2h0 = 630 + 2.3,3 = 636,6 (mm) chọn da = 637 (mm)

Xác định lực căng và lực tác dụng lên trục

Theo 4.19 ta có:

F0 = 780 P1 K d

v C α z + Fv

Trong đó: Fv = qm.v2 với qm = 0,105 (kg/m) bảng 4.22

 F0 = 19,21.0,89.3780.6,9.1,2 + 0,105.19,212 = 165 N

Theo bảng 4.21 lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.F0.z.sin ¿ ¿) = 2.165.3.sin(1392 ) = 927,3 N

THÔNG SỐ GIÁ TRỊ Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)

Đường kính bánh đai lớn d2 (mm)

Chiều rộng bánh đai B (mm)

Chiều dài đai l (mm)

Chiều rộng đai b (mm)

Khoảng cách trục a (mm)

125

630

50

2500

13

702

Trong đó: c: số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti: momen xoắn ở chế độ i đang xét

ni: số vòng quay vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Cấp chậm dùng răng trụ răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1 do đó:

 [σH] = [σH]2 = 482(Mpa)

Theo 6.7 ta có:

NHE = 60.c.∑¿¿i/Tmax)6.ni.ti

Trong đó: c: số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti: momen xoắn ở chế độ i đang xét

ni: số vòng quay vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

3.3 Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền

3.3.1 Bộ truyền bánh răng côn

a) Xác định chiều dài côn ngoài

Re = KR.√u2

+ 1 3

√T1 K Hβ/[(1−K be) K be .u [σ H]2]

Trong đó:

KR : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng bánh răng côn

Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động là:

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

u = 0,006.56.2,47.√81,68(4 +1)

4 = 8,38

Theo 6.22 ta có: v = Π d m1 n1

60000 = 2,47 m/sTheo bảng 6.15, δH = 0,006, theo bảng 6.16, g0 = 56

bw = Kbe.Re: chiều rộng vành răng, mm

[H]: ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa

T1: momen xoắn trên bánh chủ động

mnm : modun pháp trung bình (với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm)

bw: chiều rộng vành răng, mm

dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động, mm

Y β: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

tra bảng 6.18 được Y F 1 = 3,9; Y F 2 = 3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KFβ.KFα.KFv = 1,25.1.1,28 = 1,6Với KFβ: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, theo 6.21 ta có KFβ = 1,25

KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 ta được KFα = 1

KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHv = 1 + v F b d m 1

2T1K Fβ K Fα = 1 + 22,36.48,1.81,682.125435.1,25 1 = 1,28Trong đó: vF = δF .g0.v√d m 1(u +1)

u = 0,016.56.2,47.√81,68(4 +1)

4 = 22,36Theo bảng 6.15, δF = 0,016; theo bảng 6.16; g0 = 56

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 với Kqt = 2,1

σHmax = σH√K qt = 469,68√2,1 =680,63 MPa ≤ [σ H]max = 1260 MPa

Theo 6.49, σF1max = σF1.Kqt = 78,29.2,1 = 164,41 MPa < [σ F 1]max = 464 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 72,27.2,1 = 151,767 MPa < [σ F 2]max = 360 MPa

hiệu

Kết quả

Chiều dài côn ngoài

Đường kính chia ngoài

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng ngoài

Đường kính đỉnh răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

dae1 = de1 + 2hae1.cos δ1= 106,8 mm

dae2 = de2 + 2hae2.cos δ2= 385 mm

hfe1 = he – hae1= 3,2; hfe2 = he – hae2= 6,4 mm

B1 = Re.cos δ1- hae1.sinδ1 = 191mm

B2 = Re.cos δ2- hae2.sinδ2 = 46mm

3,5

Trong đó: Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng

T2: Momen xoắn trên trục bánh chủ động

[σ H]: Ứng suất tiếp xúc cho phép

u1: Tỉ số truyền

ba = b/a

bw: Chiều rộng vành răng bw = ba.aw = 104 mmTra bảng 6.5 với răng thẳng vật liệu hai bánh là thép-thép Kα = 49,5Tra bảng 6.6 => ba = 0,3

bd = b/d1 = 0,5.ba.(u+1) = 0,5.0,3(5+1) = 0,9

Do đó theo bảng 6.7 => KHβ = 1,15 (sơ đồ 3)

aw = 49,5.(5+ 1) 3

√(476201.1,15482) 2 5.0,3 = 345,3(mm)Chọn aw = 345 (mm)

c) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

vH =H.g0.v.√a w

u = 0,006.82.0,89.√3485 = 3,65 (m/s)

do đó KHv = 1+2.T v H b w d w 1

2 K H α K H β = 1,04 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 =2 a w

u+1 =2.3485+1 = 116 (mm)Theo 6.40 ta có:

v =π d w 1 n1

60000 = π 116.14760000 = 0,89chọn cấp chính xác 9

Y β: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

e) Kiểm răng về quá tải

Theo 6.48 với Kqt =T max

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa có cơ tính như sau:

σb = 600 Mpa; σch = 340 Mpa với độ cứng là 200 HB ứng suất xoắn cho phép [τ] =12÷20 Mpa

4.2 Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo 10.9 đường kính trục thứ k với k = 1 ÷ 3 là:

dk =3

0,2.[τ ]

Trong đó: Tk: momen xoắn, N.mm

[τ]: ứng suất xoắn cho phép, MPa;

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài mayo bánh răng côn là:

lm13 = (1,2 ÷ 1,4)d1 = 42 ÷ 49 mm, chọn lm13 = 45 mm

lm22 = (1,2 ÷ 1,4)d2 = 55,2 ÷ 64,4 mm, chọn lm22 = 60 mmChiều dài mayo bánh đai là:

lm12 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 42 ÷ 52,5 mm, chọn lm12 = 45 mmChiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng là:

lm23 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = 55,2 ÷ 69 mm, chọn lm22 = 60 mm

lm32 = (1,2 ÷ 1,5)d3 = 90 ÷ 112,5 mm, chọn lm32 = 100 mmKhoảng công xôn trên trục 1 là:

lc12 = 0,5(lm13 + b0) + k3 + hn = 0,5(45 + 21) + 15 + 15 = 63 mmKhoảng công xôn trên trục 3 là:

lc31 = 0,5(lm32 + b0) + k3 + hn = 0,5(100 + 37) + 15 + 15 = 98,5 mmTrục 1

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i là:

l12 = - lc12 = -63 mm

l11 = (2,5 ÷ 3)d1 = 87,5 ÷ 105 mm, chọn l11 = 90 mm

l13 = l11 + k1 + k2 + lm12 + 0,5(b0 – b13.cosδ1) ≈ 143 mmTrục 2

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i là:

l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(60 + 25) + 10 + 10 = 62,5 mm

l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13.cos δ2) + k1 = 115 mm

l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 216 mmTrục 3

Khoảng cách từ gối đỡ đến tiết diện tứ i là:

- Trên cặp bánh răng côn răng thẳng

Fxk = (0,2 ÷ 0,3).2T3/Dt = 7133 ÷ 10700, chọn Fxk = 9000

Fa1 Fr1 Ft1

Ft2 Fa2

Fr2

Ft3 Fr3

Fr4 Ft4

Fk

143

D C

B A

Fy

Fy1

Fy2

b) Tính chính xác trục vào hộp giảm tốc

Theo công thức 10.15; 10.16; 10.17 ta có momne uốn tổng cộng, momen

uốn tương đương, đường kính tại các tiết diện trên trục là:

-Tại chỗ lắp bánh đai (tiết diện A):

MA =√(M¿¿xA)2

+ ¿ ¿ ¿ = 0

MtdA =√(M¿¿A)2+0,75 ¿ ¿ ¿ = 108630 N.mm

b = 8 mm h = 7 mm t1 = 4 mm t2 = 2,8 mm

c) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Kết cấu thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

S = S σ S τ

√(S σ)2+(S τ)2 ≥ [S]

Trong đó: [S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5…2,5

Khi cần tăng cứng thì : [S] = 2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền của trục)

S σ,S τ: hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp được tính theo công thức 10.20 và 10.21

-Tại tiết diện A

MA = 0 => σaA = 0

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

τm = τa =T2max =W T i

0 i = 21,4với W0D =π d D

Các trục được gia công trên máy tiện tại các tiện 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 = 1,06 không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền

Fy3 Fx3

Fa2

Ft2

Fr2

Ft3 Fr3

Dựa vào 9.1a ta chọn được then lắp bánh răng là:

b = 14 mm t1 = 5,5 mm t2 = 3,8 mm h = 9 mm

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi

Kết cấu thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

S = S σ S τ

√(S σ)2+(S τ)2 ≥ [S]

Trong đó: [S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5…2,5

Khi cần tăng cứng thì: [S] = 2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền của trục)

S σ,S τ: hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp được tính theo công thức 10.20 và 10.21

-Tại tiết diện G

Ra = 2,5…0,63 (™m) Do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái

bề mặt Kx= 1,06; không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền

Fr4 Ft4

Fy6

L

M Fx5

Fx6 98,5

115

216 42320

Theo công thức 10.15; 10.16; 10.17 ta có momne uốn tổng cộng, momen

uốn tương đương,đường kính tại các tiết diện trên trục là:

-Tại ổ lăn

MK =√(M xK)2+ ¿ ¿ =√0 2 +886500 2 = 886500 N.mm

Dựa vào 9.1a ta chọn được then lắp bánh răng là:

b = 22 mm t1 = 9 mm t2 = 5,4 mm h = 14 mm

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi

Kết cấu thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

S = S σ S τ

√(S σ)2+(S τ)2 ≥ [S]

Trong đó: [S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5…2,5

Khi cần tăng cứng thì: [S] = 2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền của trục)

S σ,S τ: hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp được tính theo công thức 10.20 và 10.21

Ra = 2,5…0,63(™m) Do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bềmặt Kx= 1,06; không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky

PHẦN V: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ Ổ LĂN 5.1 Chọn và tính toán toán ổ lăn cho trục I:

5.1.1 Chọn loại ổ lăn

-Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường (0) và có độ đảo hướng tâm 20 µm, giá thành tương đối 1.

5.1.2 Chọn kích thước ổ lăn

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

-Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

-Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

a) Chọn ổ theo khả năng tải động

Do trục1 lắp bánh răng côn: nên trục cần thẳng không được nghiêng vì nếu không sẽ làm lệch đỉnh côn chia => không ăn khớp được

để tăng cường độ cứng vững cho bánh răng côn ta chọn ổ đũa côn

đường kính d = 35 mm, chọn ổ đũa côn cỡ trung một dãy (P2.11 trang 262)

m: là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ đũa: m = 10/3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ ta có:

L = 60 n Lh / 106 = 60 578 15000 / 106 = 520,2 ( triệu vòng)

Với: Lh = 15000 (h)

n = 578 (vg/ph) là số vòng quay của trục 1

Xác định tải trọng động quy ước:

Theo công thức 11.3 trang 214 ta có:

Q=( X V Fr+Y Fa) Kt.Kd

Trong đó:

- Fr và Fa là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

-V: là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V = 1-Kt: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt = 1 (to <100o)-Kd: là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc va đập nhẹ: Kd = 1,1

-X: là hệ số tải trọng hướng tâm-Y: là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

Fs0

Fr1Fs1

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn : Q1 = 4683 (N)

Tải trọng tương đương:

Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

5.2 Chọn và tính toán toán ổ lăn cho trục II:

5.2.1 Chọn loại ổ lăn

-Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1.

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường (0) và có độ đảo hướng tâm 20 µm, giá thành tương đối 1

5.2.2 Chọn kích thước ổ lăn

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

-Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

-Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

a) Chọn ổ theo khả năng tải động

Do trục 2 lắp bánh răng côn: nên trục cần thẳng không được nghiêng vì nếu không sẽ làm lệch đỉnh côn chia => không ăn khớp được

để tăng cường độ cứng vững cho bánh răng côn ta chọn ổ đũa côn

đường kính d = 40 mm, chọn ổ đũa côn cỡ trung một dãy (P2.11 trang 262)

m: là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ đũa: m = 10/3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ ta có:

L = 60.n Lh / 106 = 60 147 15000 / 106 = 132,3 ( triệu vòng)

Với: Lh = 15000 (h)

n = 147 (vg/ph) là số vòng quay của trục 2.

Xác định tải trọng động quy ước

Theo công thức 11.3 trang 214 ta có:

Q=( X V Fr+Y Fa) Kt.Kd

Trong đó:

- Fr và Fa là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

-V: là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V = 1-Kt: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt = 1(to <100o)-Kd: là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd = 1,1

-X: là hệ số tải trọng hướng tâm-Y: là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

Fs20

Fr21Fs21

Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:

Tra bảng 11.4 trang 216 => X1 = 0,4; Y1 = 0,4cotgα = 2,16

Tải trọng động quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là:

Tải trọng tương đương:

Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

5.3 Chọn và tính toán toán ổ lăn cho trục III:

5.3.1 Chọn loại ổ lăn

-Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1