thiết kế hộp giảm tốc

LỜI NÓI ĐẦUTrong ngành công nghiệp cơ khí nói chung, thì có rất nhiều hệ thống truyền động cơ khí, từ đơn giản cho đến phức tạp, trong đó một hệ thống truyềnđộng thường hay gặp đó là hộp

LỜI NÓI ĐẦU

Trong ngành công nghiệp cơ khí nói chung, thì có rất nhiều hệ thống truyền động cơ khí, từ đơn giản cho đến phức tạp, trong đó một hệ thống truyềnđộng thường hay gặp đó là hộp giảm tốc Là một trong những bộ phận không thể thiếu trong các máy móc…

Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí và là một trong những môn học không thể thiếu trong các trường đào tạo kỹ thuật Môn học này giúp sinh viên đúc kết lại những kiến thức đã được học trong các môn như: Nguyên Lý Máy, Cơ Lý Thuyết, Hình họa vẽ Kỹ Thuật, Chi Tiết Máy

Công việc thiết kế Hộp Giảm Tốc giúp cho chúng ta có cái nhìn tổng quan về về cấu tạo nguyên lý hoạt động của những chi tiết cơ bản như Bánh răng, ổ lăn…và là môn học cơ sở rất quan trọng khi SV học tiếp vào chương trình chuyên ngành

Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế và với vốn kiến thức vẫn còn hạn hẹp của mình, nên đồ án của em không thể tránh khỏi những sai sót trong quá trình thiết kế Do đó em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy cô trong bộ môn giúp đỡ chúng em để ngày một chúng em tích lũy thêm được nhiều kinh nghiệm hơn

Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Đặc biệt

là thầy Hoàng Xuân Khoa đã tận tình hướng dẫn trực tiếp chỉ đạo để em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Sinh viên: Trương Ngọc Thuận

Phần 1:CHỌN ĐỘNG CƠ

1 Xác định công suất cần thiết

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

Pct=

η

t

P

Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW)

η Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động: η = ηol3 ηbrc ηbrt ηđ ηot

Trong đó:

ηol = 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbrc = 0,95 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn

ηbrt = 0,96 : Hiệu suất của bánh răng trụ

ηđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền trục vít

ηot = 0,98 : Hiệu suất của nối trục

55 , 0 10000

Trong đó:

β=

t t T

T

t t T

T

ck ck

2 2

1

2 1

3 ,

3 + 2 =0,778

Pct=

824 0

778 , 0 5 , 5

π = 320

55 , 0 60000

π =32,84(vòng/phút)Trong đó: v: vận tốc băng tải(m/s)

D: Đường kính tang

Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Ta chọn sơ bộ:

Tỷ số truyền bánh răng 1 cấp: ibrc=10

Bộ truyền đai thang : iđ = 4

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Phần 2: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Trong đó: ndc: Là số vòng quay của động cơ

nlv : Là số vòng quay của trục băng tải

44

=11 Đây là hộp giảm tốc báng răng côn trụ 2 cấp với uh = 11

).

1 (

25 , 2

o bd k

K K K

= 30 (vòng/phút)

3 Xác định công xuất trên các trục ,moomen xoắn trên các trục

- Công suất của các trục

5,5

67,5

96,5

34 , 6 = 6,67 (kW)

- Xác định mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên các trục được tính theo công thức:

Mômen z T =

69,55.10 P

Vậy:

T1 =

6 1 1

9,55.10 P

n = 362,5

34,6.10.55,

= 167026 (N.mm)

T2 =

6 2 2

9,55.10 P

96,5.10.55,

= 635955 (N.mm)

T3 =

6 3 3

9,55.10 P

67,5.10.55,

= 1804950(N.mm)

Tđc =

69,55.10 P

n

dc dc

=

1450

67,6.10.55,

I TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI ĐAI THANG

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ta chọn tiết diện đai γ A

2 Xác định các thông số của bộ truyền:

- Theo bảng 4.13 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160 (mm)

vận tốc đai: v =

1000 60

.d1n1

π =

60000

5,362.160

2 2

1 −

L= 2.598,5 +

2

)160630.( +

5,598.4

)160630

= 2530 (mm)

Theo bảng 4.13, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L= 2500 (mm)

+ Số vòng chạy dây đai trong 1 giây: I =

l

v

=

5,2

036,3

= 1,2144 < imax =3…5(1/s)

+ Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L=2500 (mm)

λ

Trong đó:

2

).(d1 d2

2

1606302

=

036,3

34,6.1000

k P Z

.

0

1

α

=Theo bảng 4.7, chọn kđ=1,35

1 = = ⇒C z =

P P

4,5

95,0.14,1.1.88,0.2

35,1.34,

=

z

Lấy z= 5

- Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t + 2.e=(5-1).15 + 2.10= 95 (mm)

Trong đó: theo bảng 4.21 t=15, e=10

- Đường kính ngoài của bánh đai:

k

036

,

3

35,1.34

Bánh nhỏ: Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 163→269 ; σb1 =750 (Mpa); σch1 =500(Mpa)Bánh lớn: Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 163→269 ; σb2 =700 (Mpa); σch2 =450(Mpa)

2 Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2 với thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180→ 350 thì

70HB2

8,1

σ : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

S H, S F : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Theo 6.5 N 2 , 4

HB 0

- Theo 6.7: N HE c n i t i

T T

i ) (

i HE

t

t T

T t u

n c N

1 2

8

3,4.6,08

3,3.1.11000

75,4

5,362.1

σ =

[ ] 509

1 , 1

1 560

1.530

1 441

1.414

3 Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng.

a Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức

2 1

2

1

1

H be be

H R

u K K

K T u

K

σ

β

−+

- Với bộ truyền răng thẳng bằng thép thì: K R = 0 , 5.K d=0,5.100=50 (Mpa)3

1

Chọn K be =0,25

0,678

25,02

75,4.25,02

Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ Ι, HB<350 tra được KHβ=1,15

T1=167026 (N.mm)

8,481.75,4.25,0.25,01

15,1.167026

175

8,236.21

.2

2 2

+

=+

d Z

z z

x1 = 0 , 38 ; x2 = − 0 , 38

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ

d m1 =z1.m tm =24.3,5=84 (mm)

- Chiều dài côn ngoài:

210 114

24 4 5 , 0

m H

H M H

u d b

u K

T z z z

85 , 0

1

2

1

2 1

+

σTheo bảng 6.5: z M = 274 (Mpa)3

1.2,388,111.2,388,1

2 1

−

=

z z

αε

π

(m/s)Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 8

u

u d v g

H H

)1.(

theo bảng 6.16, g0=61

737,4

)1737,4.(

83,86.65,1.61.006,

=

H v

m H Hv

K K T

d b v K

Trong đó: b=K be.R e = 0,25.210=52,5

K H = 1 , 15 1 1 , 062 = 1 , 22

737,4.)83,86.(

5,52.85,0

1737,4.22,1.167026

2.88,0.76,1

2 2

1

85,0

2

m tm

F E F F

d m b

Y Y Y K

Tra bảng 6.21 được K Fβ = 1 , 18

u

u d v g

F F

) 1 (

.

0

+

=δ Trong đó:

δF = 0 , 016 , g0=61

16,4

737,4

)1737,4.(

83,86.64,1.61.016,

=

F v

m F Fv

K K T

d b v K

K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,18.1.1,18=1,3924

Yβ = 1 với εα =1,676

0,597

676,1

11

=

=

=α

ε ε

Y

89,11cos

75,3

83,86.5,3.25,58.85,0

08,4.1.597,0.3924,1.167026

61,3.3,75

1

2 1

F

F F F

Y

Y

σ

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

K qt = 1 , 8

σHmax =σH K qt =504,5 1,8 =676,9 (Mpa)<[ ]σH max =1260 (Mpa)

σF1max =σF1.K qt =73.1,8=131,4(Mpa)<[ ]σF1 max =400 (Mpa)

σF2max =σF2.K qt = 64 , 62 1 , 8 = 120 , 2 (Mpa)<[ ]σF2 max =360 (Mpa)

5 ,

0 m Z Z

R e = te + 210 mm

Chiều rộng vành răng b b=K be.R e 65 mmChiều dài côn trung

R R m=R e− 0 , 5b 200,5 mmMôđun vòng ngoài m te

(1 0,5 )

be

tm te

K

m m

90

) / (

δ δ

Chiều cao chân răng

( 1)

[ ] u

H a

Theo bảng 6.5 với răng thẳng chọn : Ka =43

Theo bảng 6.7 lắp theo sơ đồ 6 do đó ta chọn: KHβ=1,05

Thay vào công thức: aw= 3

2.2,32.0,4)

4,495(

05,1.635955)

132,2.(

5,

2

) 116 50 (

3 2

) (Z1 +Z2 = +

2502

032,01000

).( 1 + 2 = +

33 , 0 ).

50 116 ( 3247 , 0 5 , 0 ).

(

2 1

1 2

Z Z

y Z Z

20cos.3)

11650(2

cos.)

a

m Z

1 2 2

).(

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

Theo CT6.34: ZH= 1,76

)62,20.2sin(

0cos.22

sin

cos.2

778,143

1.(

2,388,1)11.(

2,388,

1

2 1

+

−

=+

−

=

z z

α

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

1511

31,2

250.21

.22

+

=+

=

m

w w

1 2

=

= d n

= 0,7 (m/s)Theo bảng 6.13: chọn cấp chính xác 9

Do đó theo bảng 6.16: chọn g0 = 73

31,2

250.7,0.73.006,0

2m

w o

H

u

a v g

w w H Hv

K K T

d b v K

2

1

2

1+

2

151.90.35,6

Vậy K H =K Hβ.K Hα.K Hv= 1,05.1,13.1,06 = 1,26

Thay các giá trị vào CT 6.33 ta có:

= 2 + =

151.32,2.90

)132,2.(

26,1.635955

2.86,0.76,1.274

H

Theo CT6.1 với v = 1,47 (m/s)

Độ rắn mặt răng Zv = 0,85.v0 , 1= 0,85.1,470 , 1= 0,883; với cấp chính xác động học là 9; chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9; khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 10 40µm; do đó hệ số độ nhám ZR = 0,95

Với da < 700 mm ; KxH = 1

do đó theo CT6.1 và CT6.1a:

[ ] [ ]σH ' = σH .Z v.Z R.K XH=438,4.0,883.0,95.1= 368 (Mpa)Với σH ≤[ ]σH thỏa mãn điều kiện

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo bảng 6.14: với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9: K Fα =1,37

31,2

250.47,1.73.006,0

2m

w o

F F

u

a v g

w w F FV

K K T

d b v K

2

1

2

1+

13,1.05,1.635955

2

151.90.7,6

=0,56

47,3.2,5

1

2 1

2

F

F F

→ thỏa mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48: với Kqt= Tmax/T =2,2

σH1Max =σH k qt =415,6 2,2 =616,38 (MPa )

Theo CT6.49:

12 2 , 2 45 , 5

1 max

σ (Mpa) < [σF1 Max]=400 (Mpa)

12 2 , 2 45 , 5

2 max

σ (Mpa) < [σF 2 Max]=360 (Mpa)

→ thỏa mãn điều kiện quá tải

f Các thông số kích thước bộ truyền cấp chậm:

d2 = m.Z2= 3.116= 350 mmĐường kính đỉnh răng da1= 156 mm

da2= 356 mmĐường kính đáy răng df1= 143 mm

- Áp dụng CT di ≥

[ ]τ

.2,0

i T

1804950

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

- Chiều rộng ổ lăn b0 được tra trong bảng 10.2

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:

l21= lm22+lm23+b02+3k1+2k2= 90+80+31+3.12+2.8= 253 (mm)

lấy l21= 250 (mm)

l22= 0,5.(lm22+b02)+ k1+ k2= 0,5(90+31)+ 12+ 8= 80,5 (mm) lấy l22= 80 (mm)

l23= l22+0,5(lm22+bw.cosδ 2)+ k1= 90+0,5.(90+70.cos78,080)+12= 148,22 (mm)lấy l23=150 (mm)

- Lực do đai và Puli tác dụng lên trục Fđ = 4602,5 (N)

- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 250

→Ta có

→Fyđ= Fđ.cos250= 4602,5.cos250= 4171,3 (N)

→Fxđ= Fđ.sin250= 4602,5.sin250= 1945 (N)

- Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:

+ Ft13= Ft22=

1 1

,85

167026

2

=

+ Fr13= Fa22= Ft11.tgαcosδ 1= 3909,33.tg200.cos11,920= 1392,2 (N)

+ Fa13= Fr22= Ft11.tgα.sinδ 1= 3909,33.tg200.sin11,920= 293,9 (N)

- Lực do bị truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục là:

+ Ft23= Ft34=

1 2 2

dw

T

=

95,135

635955

2

= 9355,7 (N)

+ Fr23= Fr34= Ft23. β

αcos

tw

tg

= 9355,7 0

0 0 cos

02 , 21

−

=+

00

),(

0

13 13 11 11 12

13 11 10

l F l F l F

F F

F F o

y

M

F

t x

xđ

t x x

xđ x

60.1945130

.33,3909

33,19641945

33,390911

12 13

13 11

13 11 10

l

l F l F F

F F F

F

xđ t

x

xđ t

x x

) ( 14 , 4350

81 , 2385 11

10

N F

Vậy Fx10 đã ngược chiều đã chọn so với hình vẽ

- trong măt phẳng (ZOY) ta có hệ phương trình sau

−+

00

1 13 13

13 12

13 11 10

l F

d F l F l F

F F F

F x

M

F

y

m a r

yđ

r y y

yđ y

7,77126

,4933)

2/.(

1,27793

,41712

,1392

11 10

11

1 13 13

13 12

11

13 10

11

y

y m

a r

yđ y

yđ r

y y

F

F l

d F l F l F

F

F F

- Vẽ biểu đồ mômen uốn My

Tại điểm B ta có: Myđ= My13= 0 (Nmm)

Tại gối đỡ 1 ta có: My11= -Fxđ.(l12+l11) - Fx10.l11

=169724 (Nmm)

-12760 Nmm -68448 Nmm

00

),(

0

22 23 23

22 21

21

20 23

22 21

l F l F l F

F F

F F

o y M

F

t t

x

x t

t x x

61 , 7925 422

, 5339

.

03 , 13265

21 20

21

22 23 23 22 21

23 22 20

21

x

x t

t x

t t x

x

F

F l

l F l F F

F F F

− +

=

− +

.

.

0 0

) 0 , (

0

2 2 22 23 23 22 21

21

20 23

22 21

m a r

r y

y r

r y y

d F l F l F l F

F F F

F x

M F

) ( 9 , 186

) ( 2 , 3114 )

( 9 , 186 ) 2 / (

.

) ( 1 , 3301

21 20

21

2 22 23 22 22 23 21

22 23 20

21

N F

N F

N l

d F l F l F F

N F

F F

F

y

y m

a r

r y

r r y

M trái = y − = 186,9.100= 18690 (Nmm)

) 2 / (

) (21 23 22 2

=+

00

),(

0

31 33 34

34 31

31

34 30

31

l l F l F l F

F F F

F o

y M

F

k t

x

t k x

x x

)(9,3841)

(8,12513)

.(

)(7,16355

31 30

31

31 33 34

34 31

34 30

31

N F

N F

N l

l l F l F F

N F

F F

F

x

x k

t x

k t

x x

Vậy Fx31 ngược chiều biểu diễn trên hình vẽ

- Trong mặt phẳng (zoy) ta có hệ phương trình sau

−

=+

00

)0,(

0

34 34 31

31

31 30

34

l F l F

F F

F x

M

F

r y

y y

r y

)(6,2444)

(4,1150

)(3595

31 30

31

34 34 31

34 31

30

N F

N F

N l

l F F

N F

F F

y

y r

y

r y

y

- Vẽ biểu đồ Mômen uốn Mx

1,

1,

1,

Lấy đường kính trục theo tiêu chuẩn:

- Tính chính xác đường kính tại các tiết diện trục:

Với dsb2= 60 mm ta tra bảng 10.5 chon được [ ]σ =50 Mpa

- Đường kính trục tại gối đỡ 20 và 21:

d21=d20= [ ] 0,1.50 47,9

550753

1,

σ

tđ M

(mm)

- Đường kính trục tại bánh răng côn 22:

d22=3 [ ]22 3

50 1 , 0

791928

870395

- Tính chính xác đường kính tại các tiết diện trục

Với dsb3= 75 (mm) tra bảng 10.5 ta chọn được [ ]σ = 50 Mpa

- Đường kính tại gối đỡ 30 bằng với đường kính tại khớp nối

d30=dkn=3 [ ]30 3

50.1,0

1563132

1,

σ

tđ M

= 64,7 (mm)

- Đường kính tại gối đỡ 31:

d31=3 [ ]31 3

50.1,0

1885314

1,

σ

tđ M

= 73.8 (mm)

- Đường kính tại chỗ lắp bánh răng trụ lớn 34:

d34=3 [ ]34 3

50 1 , 0

1605021

1 ,

d30=dkn= 65 mm

d34= d31 =70 mm

7 Chọn lắp ghép:

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết

hợp với lắp then Kích thước then theo bảng 9.1[1]

173 & W, Wo (mômen cản uốn

Wj và Woj : momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Theo bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then:

j

j j

j

d

t d t b d W

.2

).(

.32

1 1

oj

d

t d t b d W

2

) (

16

1 1

−

=πc) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục :

M +M (chỉ xét uốn) :Tiết

diện

d

(mm)

Mj(Nmm)

W (mm3)

+ Bảng 10.12[1]

199 , khi dùng dao phay ngón, σb =600 MPa thì hệ số tập trung

ứng suất tại rãnh then là: Kσ= 1,76; Kτ= 1,54 ; tra bảng 10.10[1]

198 ta có các hệ

số kích thước εσ, ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm đang xét ; từ

đó tính ra tỉ số Kσ /εσ và Kτ /ετ tại rãnh then của tiết diện đó

+ Bảng 10.11[1]

198 , với σ =b 600 MPa và dj ta tra được trị số của tỉ số Kσ /εσ

và Kτ /ετ đối với bề mặt trục lắp có độ dôi (lắp căng); từ đó lấy max trong các

rãnh then

lắp căng

Trong đó, xác định HSAT s chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ, và HSAT chỉ xét

riêng ứng suất tiếp sτ, tính theo CT10.20; 10.21[1]

195 ⇒s theo CT10.19[1]

195

- Kết quả trong bảng cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo an toàn về mỏi

9 Tính kiểm nghiệm độ bền của then:

Với các mối ghép dùng then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền

dập và độ bền cắt theo CT 9.1[1]

173 và CT

9.2[1]

173 : Với lt = (0,8…0,9)lm ; lm: chiều dài mayơ

[τc]: ứng suất cắt cho phép[τc] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa ⇒ chọn [τc] = 60 MPa

Kết quả tính toán kiểm nghiệm đối với các tiết diện của 3 trục trên đó lắp thennhư bảng sau :

Tiết diện d lt lm b x h t1 T (Nmm) σ(MPa) τ(MPa)

Ký hiệu 7606 có: C = 61,3 KN, C0= 51 KN, α = 120

Sơ đồ bố trí ổ:

Víi : Fa , Fr – tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (v× t0 < 1250)

Kđ: Hệ số tải trọng động (bảng 11.3) va đập vừa lấy Kđ= 1,3

X : Hệ số tải trọng hướng tâm

3 , 2144

⇒ ổ thỏa mãn khả năng tải động

+ Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh C 0≥ Q t

Theo (11.19): Q‘

t1=X0 Fr10+ Y0.Fa0 và (11.20) : Q‘’

t1 = Fr1 Tra bảng 11.6 tttkhdđck tập 1, ta có: X0=0,5

Y0= 0,22.cotgα = 0,22.cotg120= 1,035 ⇒ Q‘

t1 = 0,5.8073,3 + 1,035.2144,3= 6256 (N)

Q‘’

t1 = Fr10= 8073,3 (N) ⇒ Qt = Max(Q‘

t1, Q‘’

t1) = 8073,3 N < C0= 51 (KN)Vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh

+ Kết luận: với trục 1 ta dùng ổ 7606 có:

d = 30 mm, D = 72 mm, D1= 55,5 mm, B = 27 mm, C1= 23 mm

Hình 7: Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục II

Với đường kính các ngõng trục 0 và 1 d = 55 mm, theo bảng P2.11, Phụ lục chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ ký hiệu 7211 có:

C = 57,9 kN, C0 = 46,1 kN, góc tiếp xúc α = 15,330

+ Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4, với ổ đũa đỡ - chặn: e = 1,5.tgα = 1,5.tg(15,330) = 0,41

Theo (11.7) lực dọc trục do lưc hướng tâm sinh ra trên ổ: