Tính toán thiết kế hộp giảm tốc bộ truyền ngoài đai thang một cấp răng trụ nghiêng

PHẨM THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINHKhoa Công nghệ cơ khí Đồ án Chi tiết máy Đề tài: Tính toán thiết kế hộp giảm tốc bộ truyền ngoài đai thang một cấp răng trụ nghiêng.. LỜI NÓI ĐẦUĐồ án thiết kế

PHẨM THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

Khoa Công nghệ cơ khí

Đồ án Chi tiết máy

Đề tài: Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

bộ truyền ngoài đai thang một cấp răng trụ nghiêng.

GVHD: Huỳnh Văn Nam

NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án thiết kế chi tiết máy là đồ án môn học cơ sở thiết kế máy, đồ án này là

một phần quan trọng và cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành cơ khí, nó

không những giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kế máy mà

còn củng cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết kế của các kĩ sư trong các

lĩnh vực khác nhau

Hiện nay, do yêu cầu kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi

người kĩ sư phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng các kiến thức đã học để

giải quyết các vấn đề thực tế thường gặp trong quá trình sản xuất Ngoài ra đồ án

môn học này còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả các

phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật theo yêu cầu điều

kiện và quy mô cụ thể

Đây là đồ án thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng với bộ

truyền đai thang thời gian làm việc 18000h

Trong khi thực hiện đồ án này không tránh khỏi có sai sót Em mong nhận

được sự thông cảm và đóng góp ý kiến của quý Thầy, Cô

Em xin chân thành cảm ơn Thầy Huỳnh Văn Nam cùng các Thầy, Cô trong

khoa Cơ Khí trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm đã tận tình chỉ bảo hướng

dẫn em hoàn thành đồ án này

TP Hồ Chí Minh, ngày … tháng … năm ……

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Công suất trên trục động cơ: 6

1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện 6

1.3 Xác định tỉ số truyền toàn bộ (ut) của hệ dẫn động 7

1.4 Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí 7

1.5 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 8

Chương 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG) 10

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai 10

2.2 Xác định các thông số bộ truyền đai 10

2.3 Xác định số đai 11

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 12

Chương 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

3.1 Chọn vật liệu 14

3.2 Ứng suất cho phép 14

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 14

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép 15

3.2.3 Ứng suất quá tải cho phép 16

3.3 Tính toán 16

3.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 16

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 17

3.3.2.1 Modun bánh răng 17

3.3.2.2 Xác định số răng và góc nghiêng β 17

3.3.3Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 18

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 20

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 21

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 22

4.1 Chọn vật liệu: 22

4.2 Tính sơ bộ trục 22

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 22

4.4 Tính tải trọng tác dụng lên các trục 23

4.4.1 Trục I 25

4.4.2 Trục II 28

4.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 31

4.6 Tính kiểm nghiệm độ bền then 34

CHƯƠNG 5 : Ổ LĂN 35

5.1 Ổ lăn trên trục I 35

5.1.1 Chọn sơ bộ ổ lăn 35

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 35

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 37

5.2 Ổ lăn trên trục II 38

5.2.1 Chọn sơ bộ ổ lăn 38

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 38

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 40

CHƯƠNG 6 : THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 41

6.1 Vỏ hộp 41

6.2 Một số chi tiết khác 43

CHƯƠNG 7 : KẾT LUẬN 47

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Cho hệ dẫn động hộp giảm tốc như sau:

Hình 1 Hệ dẫn động hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng.

Công suất trên trục công tác: P=10,5 (kW)

Số vòng quay trên trục công tác: n=180 (vg/ph)

Thời gian làm việc: Lh = 18000 h

1.1 Công suất trên trục động cơ:

Theo công thức 2.8 trang 19, ta có:

P ct=P t

η

Trong đó: P ct: Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t: Công suất tính toán trên trục công tác (kW)

η: Hiệu suất truyền động

Từ công thức 2.9 trang 19 : η= ❑1.❑2.❑3…, ta có :

η=η ol2 η br η đ

Với: (Chọn theo bảng 2.3 trang 19 )

η ol: Hiệu suất của một cặp ổ lăn η ol=0,995

η br: Hiệu suất bộ truyền bánh răng η br=0,98

η đ: Hiệu suất bộ truyền đai thang η đ=0,96

Vậy:

η=η ol2 η br η đ=(0,995)2.0,98 0,96=0,93

Theo công thức 2.10 trang 20 , ta có: (với tải trọng không đổi)

P t=P lv=10,5 kW

Trong đó: P t : Công suất tính toán (kW)

P lv: Công suất làm việc trên trục công tác (kW)

1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

Theo công thức 2.18 trang 21, ta có:

nsb= nlv.ut

Trong đó: nsb: Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, (vòng/phút)

nlv: Số vòng quay của trục máy công tác, (vòng/phút)

ut : Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động.

Theo công thức 2.15 trang 21 : u t=u1.u2 u3…

nên ta có : ut= uđ.uh

Theo bảng 2.4 trang 21, ta chọn sơ bộ:

uđ = 4 (tỉ số truyền đai thang)

uh = 4 (tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ)

T

T T

T



Dựa vào bảng P1.3 (động cơ 4A) với nđc = 3000 vòng/phút Ta chọn kiểu động

cơ: 4A160S2Y3, với các thông số sau:

- Công suất động cơ: Pđc = 15 (kW)

- Số vòng quay của động cơ: nđc = 2930 (vòng/phút)

- Hệ số công suất: Cos φ = 0,91

Tỉ số truyền của hệ dẫn động theo công thức 3.23 trang 48 :

u t=n đc

n lv=

2930

180 =16,3Với: n đc: Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

n lv: Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)

Độ sai lệch ∆uđ so với giá trị ban đầu, ta có:

Từ công thức trang 49, ta có:

 Công suất trên các trục:

Công suất trên trục II:

P đc=P1

η đ=

10,770,96.1=11,2(kW ).

 Momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục động cơ :

T đc=9,55.106 P đc

n đc

=9,55 106. 11,2

2930=36505 N mm Momen xoắn trên trục I:

Chương 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG)

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ta có các thông số để thiết kế bộ truyền đai như sau:

P1 = 11,2 kW; n1= 2930 vg/ph; u = 4

Theo hình 4.1 trang 59, ta chọn:đai thang thường loại Ƃ.

Thông số của đai cho ở bảng 4.13 trang 59, như sau:

Với dmin lấy theo bảng 4.13 trang 59, ta có: dmin = 140 mm

 Chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63, ta có:

 Đường kính bánh đai lớn theo công thức 4.2 trang 53, ta có:

Chọn hệ số trượt tương đối: ε=0,01.

 Sai số của tỷ số truyền là:

 Ta có:P1 = 11,2 kW.

 Hệ số tải trọng động bảng 4.7 trang 55:

Chọn: Kđ = 1,0 Với tải trọng tĩnh của động cơ nhóm I

 Công suất cho phép theo bảng 4.19 trang 62:

Chọn: [Po] = 5,93 kW Với đai loại Ƃ, d1 = 180 mm và v = 24,53 m/s

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai theo bảng 4.15 trang 61:

Chọn: C ∝=0,89Với ∝1=140o

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai theo bảng 4.16 trang 61:

Theo bảng 4.19 trang 62: Với đai loại Ƃ có L o=2240 mm

Vậy : z ≥ P1 K đ

[P o]C ∝ C l C u C z=

11,2.1,05,93.0,89.1,04 1,14 0,95=1,88Lấy: z = 2 đai

Theo bảng 4.21 trang 63, ta có: t=19 ;e=12,5 ;h0=4,2

 Chiều rộng bánh đai được tính theo công thức 4.17 trang 63, ta có:

Bộ truyền được điều chỉnh lực căng định kì:

Khối lượng 1 mét chiều dài đai theo bảng 4.22 trang 64, ta có:

Chọn: qm = 0,178 kg/m Với tiết diện đai Ƃ

Lực căng do lực ly tâm sinh ra, theo công thức 4.20 trang 64, ta có:

Bảng 2.1 Các thông số và kích thước bộ truyền đai tính được.

Chương 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Thông số ban đầu:

(Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp)

T1 = 140319 N.mm; T2 = 557083 N.mm

n1 = 733 vg/ph; n2 = 180 vg/ph

Pđc = 11,2 kW; u1 = 4,075

Ta chọn vật liệu nhóm I Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được tôi cải

thiện Theo bảng 6.1 trang 92 chọn:

Bánh nhỏ và lớn: Thép C40XH, tôi cải thiện đạt độ rắn HB ≥ 241,có:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

σ Hlim o =2 HB+70⇒{σ o Hlim 1=2.350+70=770 MPa

σ o Hlim 2=2.340+70=750 MPa

 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: S H=1,1

 Ứng suất uốn cho phép:

σ Flim o =1,8 HB⇒{σ Flim 1 o =1,8.350=630 MPa

σ Flim 2 o =1,8.340=612 MPa

 Hệ số an toàn khi tính về uốn: S F=1,75

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Hệ số tuổi thọ theo công thức 6.3 trang 93, ta có:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở theo công thức 6.5 trang 93 [1]:

N HO=30 HHB2,4⇒{N HO1=30.3502,4=3,83 107(chu kỳ)

N HO2=30.3402,4=3,27 107(chu kỳ)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, công thức 6.6 trang 93 [1]:

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: N HE=N FE=N =60 c n t Σ

Với: c số lần ăn khớp trong một vòng quay

1,1 =682 MPaVới bánh răng trụ răng nghiêng, công thức 6.12 trang 95 [1]:

[σ H]=[σ H 1]+[σ H 2]

700+682

2 =691 MPaĐiều kiện: [σ H]<1,25.[σ min]=1,25.[σ H 2]=1,25.691=864 MPa

Vậy: [σ H]=691<864 MPa(thỏamãn)

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải: K FC=1 (bộ truyền quay một chiều)

Hệ số tuổi thọ theo công thức 6.4 trang 93 [1], ta có:

K FL=m F

√N FO

N FE

Bậc của đường cong mỏi: m F=6 (vì H ≤ 350 HB)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở :

Đối với tất cả loại thép: N FO=4.106(chu kỳ )

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, công thức 6.6 trang 93 [1]:

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: N FE=N HE

1,75 =350 MPa

3.2.3 Ứng suất quá tải cho phép

Vì : σ ch 1=σ c h 2=580 MPa

Với bánh răng tôi cải thiện từ công thức 6.13 trang 95 [1], ta có:

[σ H]max 1=[σ H]max 2=2,8 σch1=2,8.580=1624 MPa

Với HB ≤ 350 từ công thức 6.14 trang 96 [1], ta có:

[σ F]max1=[σ F]max2=0,8 σch1=0,8.580=464 MPa

Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 140 mm.

Ta chọn trước góc nghiêng răng β=10 o

Số răng bánh nhỏ, công thức 6.31 trang 103 [1], ta có:

⇒ β=12,8 o thỏa mãn điều kiện 8o ≤ β ≤ 20 o

Đường kính chia:

d1=m z1

cos β=

1,5.36cos12.8o=55 mm

d2=m z2

cos β=

1,5.146cos 12,8o=224 mm Đường kính lăn:

Bánh răng có z1=36>30 nên không ung dịch chỉnh Vì vậy:

d w 1=d1=2 a w

2.1404,075+ 1=55 mm

Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp:

α tw=α t=arctan(tanα cosβ)=arctan(cos12,8tan 2000)=20,5o

3.3.3Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,bảng 6.5 trang 96 [1],

ta có:

Z M=274 (MPa1 /3) Với vật liệu bánh răng lớn và nhỏ là thép – thép

Góc nghiêng hình trụ cơ sở,công thức 6.35 trang 105 [1]:

tan βb=cosαt tan β=cos 20,5 o tan12,8 o=0,21

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

khớp khi tính về tiếp xúc,bảng 6.14 trang 107 [1], ta có: K Hα=1,13

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,bảng P2.3 trang 250

[1], ta có: K HV=1,03

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, công thức 6.39 trang 106 [1], ta có:

Với: K Hβ=1,02 ( đã xác định ở mục 3.3.1)

K H=K Hβ K Hα K Hv=1,03.1,13.1,03=1,2

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện

của công thức 6.33 trang 105 [1], ta có:

σ H=Z M Z H Z ε √2 T1 K H (u+1)

b w u d w 12 ≤[σ H]

σ H=274.1,73 0,76 √2.140319 1,2 (4,056+1)

42.4,056 552 =654,85 MPa

⇒ σ H ≤[σ H]=691 MPa Ứng suất tiếp xúc tính toán nhỏ hơn ứng suất tiếp cho

phép nên bộ truyền bánh răng thỏa điều kiện bền tiếp xúc

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, bảng

6.7 trang 98 [1], ta có: K Fβ=1,07

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

khớp khi tính về uốn, bảng 6.14 trang 107 [1], ta có: K Fα=1,37

Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, bảng P2.3 trang 250 [1], ta

Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, bảng 6.18 trang 109 [1], ta có:

Với: Hệ số dịch chỉnh x = 0;số răng tương đương:

z v 1= z1

cos3β=

36cos312,80=39

z v 2= z2

cos3β=

146cos312,80=157Chọn: Y F 1=3,70 ;YF 2=3,6 0

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không

được vượt quá một giá trị cho phép:

Theo công thức 6.43 trang 108 [1], ta có:

σ F 1=2 T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m ≤[σ F 1]

⇒ σ F 1=2 140319 1,57 0,58.0,9 3,70

42.55 1,5 =245,6 MPa<360 MPaTheo công thức 6.44 trang 108 [1], ta có:

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải, với tải trọng tĩnh:

⇒ σ HMax=654,85.√1=654,85 MPa <1624 MPa

Ứng suất uốn cực đại, công thức 6.49 trang 110 [1], ta có:

σ Fmax=σ F K qt ≤[σ¿¿F] max¿

⇒{σ Fmax 1=245,6.1=245,6 MPa <464 MPa

σ Fmax 2=239.1=239 MPa<464 MPa

Bảng 3.1 Các thông số bộ truyền bánh răng.

Góc nghiêng răng của cặp bánh răng:β=12,8 o

Góc ăn khớp:α tw=20,5o

Đường kính vòng chia cặp bánh răng: d w 1=55 mm ;dw 2=224 mm

Ta chọn vật liệu trục là thép C45, tôi cải thiện có σ b=850 MPa

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

Xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0, bảng 10.2 trang 189 [1], ta có:

F r1=F t1 tan α tw

cos β =

5103 tg20,5 o

cos12,8o =1957 NLực dọc trục:

113 66,5

G E

4.4.1 Trục I Tính phản lực ở các gối đỡ

M C=√M2X C

+M Y2C

=√1414832+1441602=201989 N mmMoment tương đương tại C từ công thức 10.16 trang 194 [1], ta có:

M tđC=√M C2+0,75 T C2=√2019892+0,75.1403192

⇒ M tđC=235726 N mm

Tính đường kính trục tại C theo công thức 10.17 trang 194 [1], ta có:

Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, bảng 10.5 trang 195 [1], ta có :

[σ]=67 MPa (với thép 45 tôi cải thiện σ b=850 Mpa, d1=40 mm)

d C ≥√3 M tđC

0,1.[σ]=

3

√2357260,1.67 =32,76 mmTheo tiêu chuẩn, chọn:d C = 48 mm.(lắp bánh răng)

Tương tự với các tiết diện khác:

Theo tiêu chuẩn của ổ lăn, chọn:d B=40 mm

Tại D: Vì lắp theo cặp ổ lăn nên: dB = dD =40 mm

Hình 4.3.Biểu đồ moment uốn M x , M y và moment xoắn T của trục I.

M F=√M2X F

+M Y2F

=√1171532+140515,52=182947 N mmMoment tương đương tại F từ công thức 10.16 trang 194 [1], ta có:

M tđF=√M F2+0,75.T F2=√1829472+0,75 5570832

⇒ M tđF=515971 N mm

Tính đường kính trục tại F theo công thức 10.17 trang 194 [1], ta có:

Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, bảng 10.5 trang 195 [1], ta có :

[σ]=55 MPa (với thép 45 tôi cải thiện σ b=850 MPa, d2=50 mm)

d F ≥√3 M tđF

0,1.[σ]=

3

√5159710,1.55 =45,4 mmTheo tiêu chuẩn, chọn: d F =60 mm (lắp bánh răng)

Tương tự với các tiết diện khác:

Tại G: (lắp ổ lăn)

M tdG=√0,75.5570832=482448 N mm

d G ≥√3 4824480,1.55 =44,4 mm

Theo tiêu chuẩn của ổ lăn, chọn: d G=50 mm

Tại E: Vì lắp theo cặp ổ lăn nên: d E=d G=50 mm

Hình 4.4 Biểu đồ moment uốn M x , M y và moment xoắn T của trục II.

4.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Dựa theo kết cấu trục trên các Hình 4.3, Hình 4.4 và biểu đồ moment

tươngứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được

kiểm tra về độ bền mỏi:

Trên trục I: tiết diện A lắp bánh đai, tiết diện B lắp ổ lăn, tiết diện C lắp bánh

răng

Trên trục II: tiết diện F lắp bánh răng

Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6;lắp bánh răng, bánh đai theo k6

kết hợp với lắp then

Trị số moment cản uốn và moment cản xoắn, bảng 10.6 trang 196 [1], ta có:

Ứng với trên trục có 1 rãnh then, ta có:

W j=π d3j

32 −

b t1(d j−t1)22d j

W oj=π d3j

16 −

b t1(d j−t1)2

2 d j

Ứng với trục tiết diện tròn, ta có:

W j=π d3j

32 ;W oj=π d3j

16Chọn loại then là then bằng lấy kích thước của then theo bảng 9.1a trang 173

[1] ứng với tiết diện trục như trongbảng 4.1:

Bảng 4.1 Kích thước then, trị số moment cản uốn và moment cản xoắn.

Các hệ số kể đến ảnh hưởng củaứng suất trung bình đến độ bền mỏi đối với các

tiết diện nguy hiểm theo công thức 10.25 và 10.26 trang 197 [1], ta có:

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

R a=2,5 … 0,63 μmm, do đó tra bảng 10.8 trang 197 [1], hệ số tập trung ứng suất do

trạng thái bề mặt làK x=1,10

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y=1

Tra bảng 10.12 trang 199 [1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất

tại rãnh then ứng với vật liệu cóσ b=850 MPa làK σ=2,01, K τ=1,88 Tra bảng

10.10 trang 198 [1], hệ số kích thước ε σ và ε τ ứng với đường kính của tiết diện

nguy hiểm, từ đó xác định được tỉ số K ε σ

σ và K ε τ

τ tại rãnh then trên các tiết diện này