đồ án cơ sở thiết kế máy

Có rất nhiều hộp giảm tốc, được phân chia theo các đặc điểm chủ yếu sau đây:- Loại truyền động hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng nón, trục vít, bánh răng –trục vít.. Ở đây ta tìm hiể

MỤC LỤC

Có rất nhiều hộp giảm tốc, được phân chia theo các đặc điểm chủ yếu sau đây:

- Loại truyền động (hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng nón, trục vít, bánh răng –trục vít)

- Số cấp (một cấp, hai cấp v.v… )

- Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian ( nằm ngang, thẳng đứng v.v…)

- Đặc điểm của sơ đồ động ( triển khai, đồng trục, có cấp tách đôi v.v…)

Ở đây ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp nằm ngang Tỉ sốtruyền thông thường là i= 8 ÷ 30

1.2 Chọn động cơ điện:

Xác định công suất cần thiết của động cơ:

- Moment cực đại trên băng tải:

1600000 2

350 6500 2

.

Nm Nmm

D P

- Moment định mức trên băng tải: CT 2.3 - trang 28.[1]

3 2 1

3

2 2

2 1 2 3

2 1

3

2 3 2

2 2 1

2

t t t

t M t

M t M t

t t

t M t M t M

M đm

++

++

=+

+

++

61

1.)1600.9,0(6.16001

.)1600.8,0

Nm

++

++

=

- Số vòng quay của tang (hay số vòng quay của băng tải):

6,28400

6,0.10.6

.10

6 , 28 1600 9550

2 2

1.η η ηη

η=

(Hiệu suất truyền động)Với ηđ, ηbrn, ηbrt, ηol, chọn trong bảng 2-1, trang 27 [1]:

η1 = 0,94 - hiệu suất của bộ truyền đai

η2 = 0,97 - hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng

η3 = 0,995 - hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

η4 = 1 - hiệu suất khớp nối

87 , 0 1 995 , 0 97 , 0 94 ,

79 , 4

do đó sẽ ít ảnh hưởng đến số vòng quay của tang khi tải thay đổi

- Chọn sơ bộ loại động cơ điện che kín có quạt gió (bảng 2P, trang 321 [1]) 51-4 có Nđc = 7,5 kW, nđc = 1460 vòng/phút và hiệu suất là 88,5% nên có thể đảmbảo được điều kiện làm việc của băng tải Sở dỉ chọn động cơ có số vòng quay nhỏ

A02-vì nếu chọn động cơ có số vòng quay quá lớn thì sẽ làm tăng kích thước của hộpgiảm tốc cũng như giá thành của nó.

Chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại A02-51-4 có Nđc=1460 vòng/phút, hiệusuất là 88,5%

cơ (kg)

Vận tốcvòng/phút

Hiệusuất %

1.3 Phân phối tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống:

516.28

i

i i

Trong đó: ih = in.ic

- in tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh

- ic tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp,để các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh vàcấp chậm đều được ngâm trong dầu như nhau,tức là đường kính của các bánh răngphải sắp xỉ nhau nên phân phối

1.3.2 Công suất trên các trục:

- Công suất trên động cơ:

1.3.3 Moment xoắn trên các trục:

Moment xoắn sẽ được tính theo công thức:

64,6.10.55,9

10

n

N M

Nmm

- Trục I:

4,81240730

6,21.10.55,9.10

n

N M

Nmm

- Trục II:

1,4483116

,127

5,99.10.55,9

n

N M

Nmm

- Trục III:

193003429

5,78.10.55,9

Nmm

Bảng 1.2: Số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống.

CHƯƠNG II

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Thiết kế bộ truyền đai thang:

Truyền động đai được dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau vàtruyền được chuyển động tương đối êm dịu Tuy nhiên, vẫn có sự trượt giữa dây đai

và bánh đai vì một vài yếu tố kĩ thuật không thể tránh khỏi Chính điều này làm cho

tỉ số truyền không ổn định, do đó ta phải chọn dây đai có tỉ số truyền i luôn khôngquá 10

2.1.1 Các thông số ban đầu:

- Công suất cần thiết của động cơ : Nct = 5,5 (KW)

- Số vòng quay của trục động cơ : nđc = 1460 (vòng/phút)

- Số vòng quay của trục bị dẫn : nI = 730 (vòng/phút)

- Tỉ số truyền : i = 2;

- Giả thiết vận tốc đai : v > 10 (m/s)

=>Theo các thông số ban đầu ta có thể sử dụng đai loại Б hoặc B (bảng 5-3, trang

87 [1]) Ta sẽ chọn loại đai B do đảm bảo yêu cầu và dễ tìm cũng như dễ dàng thay thế

2.1.2 Trình tự thiết kế tính toán:

Bảng 2.1: Các thông số tính toán đai.

1 Tiết diện đai:

Kích thước tiết diện đai:

×13,5

Bảng [5-11]trang 85 [1]Diện tích tiết diện đai:

Vận tốc này thỏa mãn:

) 35 30

1 1430,8

D n

lệch so với yêu cầu rất ít < ( 3 ÷ 5 )% 2%

Tỉ số truyền của bộ truyền động đai 11Equation

Section (Next): tt

đc tt n

n

4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục: mm 2

2 ,

1 D

A≈

480Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ

D D D

D A

L

4

)(

2

)(

2

2 1 2 2

).(

8)]

.(

.2[).(

2 1

2 2 1 2

2 )

0 =

σ

(N.mm2) và theo trị số D1, ta được :

C

V

N Z

v t

8 Định kích thước chủ yếu của bánh đai :

Chiều rộng của bánh đai:

S t Z

[10-3] trang

257 [1]Đường kính ngoài cùng của bánh đai :

Bánh đai dẫn: 1 1 0

.

2 h D

Dn = +

Bảng [10-3],trang 257 [1]

Bánh đai bị dẫn: 2 2 0

.

2 h D

(N)

1416,75

2.1.3 Kết luận các thông số của bộ truyền:

Bảng 2.2: Thông số tính toán được từ loại đai B.

Bánh chủ động Bánh bị độngTiết diện a×h (mm

2

×13,5

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.2.1 tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh (trụ răng nghiêng)

2.2.1.1 chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình,nên chọn vật liệu làm bánhrăng có độ rắng bề mặt răng HB < 350,tải trọng va đập nhẹ,thay đổi,bộ truyền bánhrăng quay 2 chiều thời gian sử dụng là 5 năm Đồng thời để tăng khả năng chạymòn của răng, nên chọn độ rắng của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh rănglớn khoảng (25÷50)HB,ta chọn:

HB1 = HB2 + (25÷50) HB-bánh răng nhỏ thép 45 ( thường hóa)

-bánh răng lớn thép 35 (thường hóa) (Bảng 3.6, trang 39 [1])

Giới hạn bền kéo σbk =500 N/mm2

2.2.1.2 định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Ứng xuất tiếp xúc cho phép

Bánh răng chịu tải trọng thay đổi

Ntd =

i i

i n T M

M

max

)(

60 Σ

(CT3-4,trang 42 [1])

Mi :moment xoắn

Ni: số vòng quay trong 1 phút

Ti : tổng số giờ bánh răng làm việc

Mmax : moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

U: số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng

Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ

Ntđ1=60.1.(0,83

1 8

+13

6 8

+0,93

1 8

).730.(5.300.16)=95,1.107

Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn

Ntđ2=60.1.(0,83

1 8

+13

6 8

+0,93

1 8

Xác định ứng xuất uốn cho phép:

Vì phôi rèn thường hóa nên n1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ=1,8

Đối với thép σ-1 =0,45σbk

Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn

Ntd =

i i m

i n T M

m :bậc đường cong mỏi uốn,ta lấy m=6 đối với thép thường

số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ

Ntđ1=60.1.(0,86

1 8

+16

6 8

+0,96

1 8

).730.(5.300.16)= 89,3.107

số chu kỳ tương đương của bánh lớn

Ntđ2=60.1.(0,86

1 8

+16

6 8

+0,96

1 8

).128.(5.300.16)= 15,7.107

=> Vậy cả Ntđ2 và Ntđ1 đều lớn hơn N0 ≈ 5.106, do đó k’

N = 1n: hệ số an toàn =1,5 đối với thép thường hóa

Vì khi răng làm việc ở 2 mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều) nêndùng công thức (3-6, trang 42 [1]) để tính ứng suất uốn cho phép

Bánh nhỏ: [σ ]u1=

' 1

N k

nKσ

σ−

=

8,1.5,1

1.600.45,0

=100 N/mm2

Bánh lớn: [σ ]u2=

8,1.5,1

500.45,0

][

10.05,1

128 25 , 1 4 , 0

21 , 6 3 , 1 7

, 5 442

10 05 1

)1.(

1000.60

+

i

n A

π

=

)17,5.(

1000.60

730.188.2

+

π

=2,1 m/stheo bảng 3-11,trang 46 [1] ta chọn cấp chính xác là 9

2+

75.2+

= 56mm

Hệ số tập trung tải trọng K=Ktt.Kđ

Trong đó: Ktt hệ số tập trung tải trọng, Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn

HB ≤ 350 và v < 15 m/s, tải trọng thay đổi rất ít lấy Ktt= 1

Kttb hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn

Kđ hệ số tải trọng động; theo bảng (3-14,trang 48 [1]) có kđ =1,4

Giả sử b >

βsin

.5,

K

sobo

1 , 183 3 , 1

2 , 1

Số răng bánh nhỏ:

Z1=

)1(

cos2+

i m

A n

β

=

)17,5(2

)15cos(

.183

2 154 27

2

2

A

m Z

2.5,2sin

5,2

2.2.1.6 kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương (CT 3-37, trang 52 [1])

Bánh nhỏ: Ztd1 =

5,27)8(cos

6 2 1.

19,1.10 K.N

y m Z.n.b ”θ

=

5,355,1.75.730.27.2.451,0

21,6.2,1.10.1,19

2

6

=(N/mm2)Như vậy ứng suất chân răng bánh lớn là: (CT3-40, trang 52 [1])

yy = 35,5

517,0

451,0 = 30,9 N/mm2< [σ

]u2 = 83,3 N/mm2

 Thỏa mãn

Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải quá đột ngột

Ứng suất tiếp cho phép khi chịu quá tải thép có HB ≤

350 (CT 3-43, trang 53 [1]):

Bánh răng nhỏ

[σ

]txqt1 = 2,5[σ

]Notx1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh răng lớn

[σ

]txqt2 = 2,5[σ

]Notx2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.Ứng suất uốn cho phép khi chịu quá tải thép có HB ≤

350 (CT 3 – 46, trang 53.[1]):

[σ

]uqt1 = 0,8.σ

ch = 0,8.300 = 240 N/mm2

[σ

]uqt2 = 0,8.σ

ch = 0,8.260 = 208 N/mm2.Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc quá tải (CT 3 – 41, trang 53 [1]):

Ta có Kqt =

qt M

M

= 2 hệ số quá tải (Bảng 2P, trang 321.[1]):

Với: σtx =

390

'

)1(

10.05,

1

2

3 6

=

+

n b

N K i

i A

.75.5,1

99,5.2,1.)17,5(.7,5.183

10.05

,

=+

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánhnhỏ

kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

2.2.1.7 định các hình học chủ yếu của bộ truyền

o

8 cos

27 2

125 2

= 311 mm

Đường kính vòng chia (vòng lăn) bánh nhỏ D1 (mm) 54,5

Đường kính vòng chia (vòng lăn)bánh lớn D2 (mm) 311

9,55.10 N n

21,6.10.55,

= 81240,4 (Nmm).(CT 3-53, Trang 55 [1])

- Lực vòng: P1=

5,54

81240,4

2

6,127.311

.5,999,55.10

2

20.3,2981cos

P

=β

20.2883cos

P

=β

(với cả 2 bánh răng ta chọn phôi đúc)

2.2.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a.Ứng suất tiếp xúc cho phép

[ ] [ ]σ =tx σ Notx k' N

(CT 3-1, trang 38 [1])Tra bảng 3.9, trang 43 [1], ta được [σ ]Notx = 2,6 HB

N k

nKσ

σ−

=

8,1.5,1

1.480.4,0

=71,11 N/mm2

- Bánh nhỏ: [σ ]u3=

8,1.5,1

580.4,0

10.05,1

n

N K

6 , 28 3 , 0

99 , 5 3 , 1 5 , 4 416

10 05 1

1000.60

+

i

n A

π

=

)15,4.(

1000.60

6,127.2,362.2

+

π

= 0,88 m/s (CT 3-17, trang 46.[1])Tra bảng 3.11, trang 46.[1] ta chọn cấp chính xác là 9

4

2,362

=

7,131

7,108 =0,8 mm

Với ψ

d = 0,8 theo bảng 3-12, trang 47.[1]tìm được Ktt bảng 1,13 Tính hệ số tập trung

tải trọng thực tế (công thức 3-20, trang 47 [1]).

Ktt =

065,12

113,12

K

sobo

3 , 341 4

, 1

1715 , 1 2 ,

2.2.2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

- Số răng tương đương:

σ

=

b n Z m

y

N K

10

2 6

429,0

=27,8 N/mm2< [σ]u4 = 71,1 N/mm2

2.2.2.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

- Ứng suất tiếp cho phép khi chịu quá tải (CT 3.43, trang 53 [1])

[σ

]txqt3= 2,5[σ

]Notx3 = 2,5.520 = 1300 N/mm2 [σ

σ

txqt =

txqt qt

K n

b

N K i

i

) 1 (

σ

≤ +

Với A= 342 ; ibc= 4,5; K=1,1715 ; N = 5,78 ; b = 102,6 ; n2 = 28,6

Kqt = 2 bảng 2P

Thay vào ta được: σ

txqt= 422,7 2< [σ

]txqt4= 1040 =>Thỏa điều kiện

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra

=> thỏa điều kiện

2.2.2.11 Các thông số hình học của bộ truyền

Đường kính vòng chia (vòng lăn) bánh nhỏ D3 (mm) 125

Đường kính vòng chia (vòng lăn)bánh lớn D4 (mm) 575

99,5.10.55,

= 448311,12(N.mm)

= =

135

12,448311

2

= 6641,64 (N)

P4=

6.28.595

78,5.10.55,9

(CT 7.2, trang 114, [1] )

d : đường kính trục

C : hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép

N : công suất truyền trên trụcĐường kính trục I: công suất truyền trên trục N = 6,21 kW ; hệ số phụ thuộcứng suất xoắn cho phép C = 120 ( đối với trục vật liệu là thép 30,40,45 khi tínhđường kính đầu trục vào hộp giảm tốc và trục truyền chung có thể lấy C = 130 –110) ; số vòng quay của trục n = 730 vòng /phút

dI

3

730

21,6.120

≥

= 24,5 mm Lấy dI = 25 mm

Đường kính trục II: công suất truyền trên trục N = 5,99 kW ; hệ số phụ thuộcứng suất xoắn cho phép C = 120 (đối với đầu trục vào của hợp giảm tốc và trụctruyền chung); số vòng quay của trục n = 152,1 vòng /phút

≥

3

6,127

99,5.120

= 43,2mm Lấy dII = 45 mm

Đường kính trục III: công suất truyền trên trục N = 5,78 kW ; hệ số phụthuộc ứng suất xoắn cho phép C = 120 (đối với đầu trục vào của hợp giảm tốc vàtrục truyền chung); số vòng quay của trục n = 28,6 vòng /phút

dIII

≥ 3 28,6

78,5.120

=70,4 mm Lấy dIII = 75 mm

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số dI, dII, dIII ở trên ta cóthể lấy : dI =25mm , dII = 45 mm, dIII = 75mm

Để chọn loại ổ bi đỡ một dãy cỡ trung tra bảng 14P, trang 337 [1] ta chọn :

Trục 1 có đường kính dI = 25 mm => chiều rộng của ổ B = 17 mm

Trục 2 có đường kính dII = 45 mm => chiều rộng của ổ B = 25 mm

Trục 3 có đường kính dIII = 75 mm => chiều rộng của ổ B = 37 mm

3.3 XÁC ĐỊNH GẦN ĐÚNG

Để tính các kích thước chiều dài của trục, ta dựa vào (bảng 7-1, trang 118[1])

Ta chọn các kích thước như sau:

Bảng 3.1: Thông số của các trục trong hộp giảm tốc

(mm)

A Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến

b1 = b2 Chiều rộng của cặp bánh răng thẳng răng nghiêng

b3= b4 Chiều rộng của bánh răng thẳng cấp chậm trên 107,7

trục II và trục III

B1 Chiều rộng ổ lăn đỡ chặn cỡ trung trên trục I 25

B2 Chiều rộng ổ lăn đỡ chặn cỡ trung trên trục II 45

B3 Chiều rộng ổ lăn đỡ chặn cỡ trung trên trục III 70

l2 Khoảng cách từ thành trong của vỏ hộp đến mặt bên

l4 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay

∆ Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp 10

a=

35,862

2510102

7,1072

7,107102

752

2510102

752

25102

75

=++

mm

l=

852

2520152

752

25 +l3 +l4 +B = + + + =

l

mm

a b

0)(

.21

P r đ a

+ +

RAy=

N

12570

10287

2

5,5441985.141770

.1096

−

=+

).(

2)

−+++a b c Pa d P a b R a b c

d P c b a l R b a

+ +

− + + + + +

2 )

( )

1 1

RBy=

N

263870

10287

2

5,54419)701028785(1417)

10287.(

1096

=+

+

−++++

+

∑mBx= – P1.c + RAx(a + b + c ) = 0

RAx=a b c

c P

++

1

= 87 102 70

70 2981

+ +

=805 N

∑mAx= P1.(a+b) – RBx(a + b + c ) = 0

RBx= a b c

b a P

++

+ ).(

1

= 87 102 70

) 102 87 (

2981

+ +

+

= 2175 NTính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm Ở tiết diện n – n:

Mux=–RBx + RAy(a+b+c) = –175875 Nmm

Mu m – m=

2

2 ( 175875 ) )

12207

=176298 NmmTính đường kính trục ở hai tiết diện m – m và n – n theo công thức (7 – 3)

d≥3 [ ]

1 ,

21,6.10.55,

] = 50 N/mm2

dn-n ≥

3 50 1 , 0 139488

=30,3 mmĐường kính trục ở tiết diện m – m :

=33,6 mmĐường kính ở tiết diện n – n lấy bằng 35, m – m lấy là 40

135120,96Nmm 63008,6Nmm 14427Nmm

+

+ _

0)(

)(

2 2

3a−P d −P a+b +R a+b+c =

d P a P b a

+ +

+

− +

2 )

2 3 2

RDy=

N

22370

10287

2

31140585.2417)

10287(1060

=+

+

+

−+

RCy= RDy + Pr3 – Pr2 = 223 + 2417 – 1060 = 1580 N

∑mCx= P3.a + P2(a + b) – RDx(a + b + c ) = 0

RDx= a b c

b a P a P

++

++ 2( )

3

) 102 87 ( 2883 87

6642

+ +

+ +

)137460

d

P a + Dy2

2 2

,127

99,5.10.55,

=

] = 50 N/mm2

De-e ≥

3 50 1 , 0 611156

=49,6 mmChọn De-e =55 mm

Đường kính trục ở tiết diện i – i

] = 50 N/mm2

Di-i ≥

3 50 1 , 0 498994

=46,4 mmChọn Di-i =50 mm

TRỤC III

1930035Nmm +

+ _

Hình 3.5 Biểu đồ nội lực trục III

4

=87 102 70

87.2361++

++

4

=87 102 70

87.6488++

= 2179 N

REx = P4 – RFx = 6488 – 2179 = 4309 NTính moment uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất

Mu =

2 2

374883

161427 +

= 408162 NmmTính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất : Moment tương đương : Mtđ =

] = 50 N/mm2

DIII ≥

3 48 1 , 0 1720573

= 70,1 mm Chọn DIII = 75 mm

3.4 Tính chính xác trục

Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chịu tải trọng lớn, có ứng suất tập trung

Tính chính xác trục theo công thức 7 – 5, trang 120 [1] (1)

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

0

; min

σσ

σ

σ σ

σ

.

0

max 2

k

n

τψτβε

τ

τ τ

τ

τ

.

σ

N/mm2

150600.25,0.25,0

2

)(.32

mm3

7585

2

)(.16

d

t d t b d

120445

= u a

81240

=

W

M x a

1,0

ε

ε ,,

, k k

:

Theo bảng 7-4, trang 123 [1] ta có :

75,0

;86,

;63,

63,1

5,1

Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn lắp trung gian T2

(TCVN cũ) áp suất sinh ra trên bề mặt ghép ≤ 30 N/mm2, tra bảng 7 – 10, trang

128 [1] ta có:

7,2

=

σ

σ τ

τ

εε

k k

Thay các trị số vừa tìm được vào các công thức (2) và (3):

8,27,35.7,2

4 , 13 8 , 2

2 2

Hệ số an toàn tính toán được cho thấy trục đủ an toàn

Ở tiết diện m – m : d = 40 mm Ta chọn b = 12 ; t = 8

5054

2

)(.32

mm3

11337

2

)(.16

d

t d t b d

176298

= u a

M

σ

N/mm2