tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệ

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động xích tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và xích sẽ truyền chuyển động tới xích tải

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc

phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp

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

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

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu

và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh

đợc những sai sót Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Trịnh Đồng Tính đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !

1 Chọn động cơ :

a Tính công suất cần thiết của động cơ:

- Theo (2.8) – [ I ] : Pct = Pt /η

Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt : công suất tính toán trên trục động cơ

 : hiệu suất cần truyền động

* Với Pt = Pdn β

+ Pdn là công suất danh nghĩa, tính theo công thức :

Pdn = F.v/1000 = 11500.0,24/1000 = 2,76 (kW)

+ β là hệ số tính toán theo chế độ tải trọng Với trờng hợp tải trọng thay

+ Hiệu suất của bộ truyền xích : x= 0,96

+ Hiệu suất của 1 cặp bánh răng trụ : brt= 0,97

+ Hiệu suất của khớp nối : khớp= 0,99

+ Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ổ= 0,9925

- tỉ số truyền của toàn bộ hệ dẫn động: ut = un.uh

+ un là tỉ số truyền của bộ truyền xích, theo bảng 2.4 trong I thì un = 2 5, chọn un = 3

+ uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Bánh răng trụ 2 cấp chậm, uh = 8 20, chọn uh = 20

- Hộp guảm tốc hai cấp nên uh = un.uc

Với: un là tỷ số truyền của cấp nhanh

uc là tỷ số truyền của cấp chậm

theo bảng 3.1 trong I , chọn u1 = 5,69 ; uc = 3,51

3 Tính thông số trên các trục:

a Công suất:

Plv: công suất trên trục làm việc Plv = 2,47KW

c Momen xoắn trên các trục:

giá trị Mô men đợc xác định nh sau:

n

P 10 55 , 9

V+

111

Ta chọn xích ống con lăn để tăng độ bền mỏi của xích.Chọn xích 1 dãy do

bộ truyền quay chậm,tải trọng nhỏ

- Chọn số răng đĩa xích:

Vì ux = 3,55ta chọn z1= 23

z2 = 23 3,55= 81,65< zmax =120 vay ta chon Z2 =81

- Bớc xích: theo cong thuc 5.3(1),cong suat tinh toan:

ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

kđc : hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích

kbt : hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn

kđ : hệ tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

kc : hệ số kể đến chế độ làm ciệc của bộ truyền

Với điều kiện làm việc cảu hộp giảm tốc này ta chọn các hệ số trên nh sau:

k0 = 1 (đờng nối tâm hai đĩa xích nghiêng góc =300)

ka = 1 (khoảng cách trục hai đĩa xích = 35p)

kđc = 1,1 (vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)

kđ = 1,4 (tải trọng va đập nhẹ)

kc = 1,25 (làm việc 2 ca )

kbt = 1,3 (làm việc có bụi,bôi trơn cấp II)

Thay các giá trị đó vào ta có k = 2,5

2[(81 23)]

Với [s]: tra theo bảng 5.10

kd =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy ( 1 dãy )

A=262 mm2 diện tích chiếu của bản lề, theo bảng 5.12

E= 2,1.105 mođun đàn hồi

Theo bảng 5.11, chọn vật liệu là thep45 có ứng suất cho phép [H] = 600 Vậy H1 = 0,47 0 , 48 ( 2977 1 , 2  5 , 92 ) 210000 / 262 = 551,46MPa <[H] => thoả mãn

5 Lực tác dụng lên trục :

Fr = kx Ft = 1,15 2977 = 3423,55 ( N)

Với kx hệ số kể đến trọng lợng xích, góc nghiêng trên trục =30nên kx=1,15

III TÝnh to¸n hép gi¶m tèc :

A Bé truyÒn B¸nh R¨ng cÊp nhanh:

H0lim: øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp øng víi chu kú c¬ së

F0lim: øng suÊt ph¸t uèn cho phÐp øng víi chu kú c¬ së

SH,SF : hÖ sè an toµn khi tÝnh tiÕp xóc vµ uèn

B¸nh nhá:

H0lim1 = 2.HB1 +70 = 2 270 +70 = 610 (Mpa)

F0lim1 = 1,8 HB1 = 1,8 270 = 486 (Mpa)

Bánh lớn :

H0lim2 = 2.HB2 +70 = 2 260 +70 = 590 (Mpa)

F0lim2 = 1,8 HB2 = 1,8 260 = 468 (Mpa)

* KFC: hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải, KFC = 1 bộ truyền quay 1 chiều

* KHL , KFL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền:

, 2 2

7 4

, 2 1

10 87 , 1 260

30

10 2 270

.NHE và NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

- Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

c 60

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

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

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: NHE2  60 ci Ti / Tmax3 ti ni.

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

7 3

2

7 3

1

10 909 , 19 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 1 ( 16000 56 , 249 1 60

10 72 , 87 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 1 (

16000 1420 1 60

c 60

NFE  i  i max mF i i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

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

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:

7 6

6 2

7 6

6 1

10 89 , 13 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 1 ( 16000

56 , 249 1

60

10 065 , 79 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 1 ( 16000

1420 1

- T1: mômen xoắn trên trục chủ động T1 = 18790,6Nmm

- [σ] = 500 MPa, ứng suất cho phép

Vậy khoảng cách trục sơ bộ sẽ là:

cos 2

1 1

=428.9(Mpa).Như vậy h<h

Thảo mãn về độ bền tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43  1 : F1 =

1 1 1

1 1 1 1 1

.

2

m d b

Y Y Y K T

w w

F

- KF_: hệ số tải trọng khi tính về uốn

Theo bảng 6.7  1 ta có

KF1= 1,5 : hệ số kể đến sự phân bố không tải trọng trên chiều rông vành răng khi tính về uốn

69 , 5

120

= 10,94

 KFv1 = 1 + F1 bw1

1 1 1

1

w

K K T d

Vậy thoả mãn về điều kiện uốn

e)Kiểm Nghiệm răng về độ quá tải

Với Kqt = Tmax/T=1,4

H1max= H 1 , 4 = 352,05 1 , 4 = 416,55 (Mpa) < [H]max= 1540 (Mpa) F1max = F1 Kqt = 56,04 1,4 = 78,45 (Mpa) < [F1]max

F2max = F2 Kqt = 47,35 1,4 = 66,29 (Mpa) < [F2]max

Vậy kết quả kiểm nghiệm răng theo điều kiện quá tải cũng thoả mãn

f) Kết quả cặp bánh răng cấp nhanh là :

- Khoảng cách trục: aw1= 120 (mm)

- Mô đun pháp tuyến: m1 = 2 (mm)

- Chiều rộng vànnh răng: bw1=48 (mm)

- Tỷ số truyền: un =5,69

H0lim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

F0lim: ứng suất phát uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

SH,SF : hệ số an toàn khi tính tiếp xúc và uốn

* KFC: hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải, KFC = 1 bộ truyền quay 1 chiều

* KHL , KFL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền:

.mH,mF : bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH= 6 ; mF = 6 mặt răng có HB  350

.NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30 HHB2,4

7 4

, 2 2

7 4

, 2 1

10 87 , 1 260 30

10 2 270 30

.NHE và NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

- Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

c 60

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

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

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: NHE2  60 ci Ti / Tmax3 ti ni.

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

10 39 , 4 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 ( 16000 1 , 71 1 60

10 909 , 19 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 ( 16000 56 , 249 1 60

7 3

2

7 3

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

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

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:

2

7 6

1

10 96 , 3 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 ( 16000 1 , 71 1 60

10 89 , 13 ) 8 / 3 6 , 0 8 / 5 , 4 ( 16000 56 , 249 1 60

Do cấp chậm dùng bánh răng nghiêng nên, theo 6.12 trong [1]:

- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng Ka = 43 (Mpa)1/3

- KH: trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng

Chọn sơ bộ  = 350  cos = 0,819 (Góc nghiêng của răng )

 z1 = 2.aw2.cos/ [m2.(uc+1)] = 12,5.101.(3,51.0,8191)

2

) (

w a

z z

= 0,801

 1 = 36,77

Xỏc định hệ số dịch chỉnh:

Theo bảng 6.9[1]: ta chọn trường hợp Z1 Zmin+2

để trỏnh cắt chõn răng, Zmin=12  Z1 14

như vậy chọn hệ số dịch chỉnh là X1=0,X2=0

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo c«ng thøc 6.33[1]:

H2 = zM2 zH2 z2 [2.T k (u 1)/(2.b u d 2 )]

w2 c w2 c

cos 2

2 2

23 , 34 cos 2

1)] cos(36,77) = 1,32

+ KHV2: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

vậy ta phải chọn lại khoảng cỏch trục aw2=140 (mm)

ta phải tớnh lại cỏc thụng số sau:

ta cú :  =0,4.140.sin33,3/(2.3,14)=4,89



 =[1,88-3,2(1/26+1/91)]cos33,3=1,439

 Z = 1 / 1 , 439 =0,83tớnh kH:

KH =1,15

KH : ta cú V=  62,08.249,56/60000=0,81

) 0097 , 1 13 , 1 15 , 1 (

51 , 4 17 , 102939

=312,76 Mpa

như vậy H<[H ]

vậy răng thoả món về độ bền tiếp xỳc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

theo công thức 6.43 : F2 =

2 2 2

2 2 2 2 2

2

2

m d b

Y Y Y K M

w w

2

w

K K T d

KFv2 = 1 + 2,24 56

37 , 1 32 , 1 17 , 102939

08 , 62

Ta nhận thấy F1 < [F1]

F2 < [F2]

Vậy thoả mãn về điều kiện uốn

e)Kiểm Nhghiệm răng về độ quả tải

Với Kqt = 1,4= Tmax/T

Hmax= H 1 , 4 = 312,76 1 , 4 = 370 (Mpa) < [H]max = 1540 (Mpa)

F1max = F1 Kqt = 53,9.1,4 = 75,46 (Mpa) < [F1]max= 560 (Mpa)

F2max = F2 Kqt = 53,16.1,4 = 74,42 (Mpa) < [F2]max =440 (Mpa)Vậy kết quả kiểm nghiệm răng theo điều kiện quá tải cũng thoả mãn

Kiểm nghiệm về nguy cơ chạm trục:

Các kích thớc bánh răng và khoảng cách trục phải thoả mãn:

da2/2 < (aw2 – d3/2 - ) (1)

Với da2 = 194 mm : đờng kính bánh răng lớn của cấp nhanh

aw2 = 140 mm : khoảng cách trục cấp chậm

d3 = 3  

3 /( 0 , 2 

 = 4 mm

Thay vào (1), ta thấy thoả mãn Phần D Tính toán Trục:

1.Chọn vật liệu chế tạo trục:

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trungbình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép 40x tôi cải thiện có cơ tính nh sau

ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta

đang xét

2 Xác định sơ bộ đờng kính trục.

Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thờng trục đợc chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đờng kính khác nhau) có nh vậy mới

phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục,tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa đợc thuận lợi hơn

Do mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục Cho nên giữa đờng kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

 

3

2 , 0

T d



- []= 15 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

3

1

15 2 , 0

6 , 18790



căn cứ vào điều kiện d tối thiểu dtt=(0,8 0,9)ddc

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là d 1 = 20 mm

* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

3

1

20 2 , 0

17 , 102939



Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục trung gian là d 2 = 30 mm

* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:

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

( Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng phân đôi: Hình

l23 = 49 + 0,5(39 + 45) + 10 = 101 mm.

l24 = 2.101 – 49 = 153 mm

l21 = 2.101 = 202 mm

Trong đó: - b02 = 19 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục trung gian

- b1,b3 lần lợt là chiều rộng của bánh răng nghiêng

- lm23 là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng thẳng

- k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau

- k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp

- k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp

- hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Tiến hành tra Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc k1 = 10 và k2 = 10 mm; k3 = 15 và hn = 16 mm

- Tính khoảng cách đối với trục ra và trục vào:

Fz22 = Fz24 = Fz32 = Fz33 = 1658,17.tg33,3 = 1089,2 N

* Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 300 cho nên lực tác dụng là:

Fyc33 = Fxích Sin30 = 3423,55.sin30=1711,77 N

Sơ đồ đặt lực đợc biểu diễn trên hình dới đây:

Fly11

Flx11 Fx12

Flx10

Fly10

Fy13 Fx13

X O

Y Z

Fy24 Fx24 Fx20

Fy20

Fx22 Fy22

Fx33

Fz33

Fz32 Flx30

5 Xác định các thành phần phản lực tại ổ lăn và biểu đồ mômen của các

11 11 12 12 13 13

00

* Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục

.

0

0

.

20 21

24 23

22

21 21 24

4 23 23 22

22

20 21

23 24

22

21 21 24

24 23

23 22

x x

x kx

lx x

x x

oy

ly y

y Y

y ky

ly y

y y

ox

F F F

F F

F

l F l F l F l F M

F F F

F F

F

l F l F l F l F M

c) Đối với trục ra (Trục III):

* Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục ra

Để xác định thành phần phản lực tại các gối trục ta xét sự cân bằng của

trục ta có:

0

0 )

.(

.

0

0 )

(.

.

30 33

31 33

32

31 31 33

31 33 33

33 32

32

30 33

31 33

32

31 31 33

31 33 33

33 32

lx x

x kx

lx c

xc x

x oy

ly yc

ly Y

y ky

ly c

yc y

y ox

F F

F F F

F

l F l

l F l F l F M

F F

F F

F F

l F l

l F l F l F M

6 Xác định đờng kính các đoạn trục:

Để xác định đờng kính các đoạn trục ta sử dụng công thức sau:

7.Xác định loại then tại các đoạn trục.

Chiều dài then lt=(0,8….0,9)l.0,9)lm

Chọn các kích thớc của then theo bảng 9.1a[1]

Kiểm nghiệm then về độ bền dập và độ bền cắt theo các công thức sau:

] [ ) (

.

lt_là chiều dài của then nắp trên đoạn trục

d_đờng kính đoạn trục nắp then

b_là chiều rộng của then

h_là chiều cao của then

t1_chiều sâu của rãnh then trên trục

Tính toán với các mặt cắt có lắp then trên ba trục ta có bảng sau: