Tính toán thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ

tính toán thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ, tính sức bền trụ, bản vẽ cad và bản thuyết minh tinh toán chính xác đã qua duyệt kĩ càng trong lúc làm. đồ án theo hướng mới, trong quá trình thực hiện đã hoàn thành tốt các yêu cầu mà người hướng dẫn giao

Trong đó: 1 là hiệu suất bộ truyền động đai (0,95)

2 là hiệu suất truyền động bánh răng (0,97)

3 là hiệu suất một cặp ổ lăn (0,995)

4là hiệu suất khớp nối ( 1) ch 0,95.0,97 0,995 1 0,882 4 

tỷ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc

un tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động đaiChọn: uhgt

Chọn động cơ không động bộ 3 pha có rôto đoản mạch loại A2 và AO2

(AOJI2), công suất 5,5kW, điện áp 220/380V

Bảng 1.1 Thông số kỹ thuật động cơ điện

Kiểu động cơ

Công suất (kW)

Vận tốc (vg/phút) Hiệu suất (%) m

đm

MM

max min

MM

min đm

MM

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Theo 1, tr.20 22 

Tỷ số truyền chung:

đc c lv

nun

n 1450

u 3,55

I II nh

Bảng 1.2 Hệ thống các số liệu tính được

Trục động cơ

CHƯƠNG 2:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

Tra đồ thị theo công suất và số vòng quay của động cơ ta chọn được đai loại B

Bảng 2.2 Số liệu tính toán được

Kích thước tiết diện đai (a x h) 10,5x17

Định đường kính đai nhỏ D1 ( mm ) 180

Kiểm nghiệm vận tốc của đai

1 max

Chọn L (mm) theo tiêu chuẩn 2650

Kiểm tra số vòng chạy i trong 1s

Xác định trục A theo chiều dài đã lấy theo tiêu chuẩn 650

Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Ct 0,8

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm C 0,92

Hệ số xét xem ảnh hưởng đến vận tốc CV 0,94

Số đai  P0 t v

N.1000Z

v .C C C F



Kích thước tiết diện đai (axh) 10,5x17

2.2 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

2.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

2.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

  tx   Notx.k 'N

Chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn

3 i

Mmax – moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng

 3 3 7 td2

Vậy hệ số chu kỳ ứng suất kN’= 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn

  tx2 2,6HB 2,6.170 442N / mm  2Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ

  tx12,6HB 2,6.200 520N / mm  2

Để đảm bảo độ bền ta dùng trị số nhỏ để tính toán   tx 2

= 442N/mm2

2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

m i

 6 6 7 td2

Do cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó lấy KN” = 1

Giới hạn mỏi uốn :

Thép 45  = 0,43.1 bk= 0,43.600 = 258 N/mm2

Thép 35  = 0,43.1 bk= 0,43.500 = 215 N/mm2

Hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng k= 1,8

Vì răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều nên ta dùng công thức:

N u

6 2

   

Với d= 0,82 tìm được Ktt bảng = 1,22 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế

tt bang tt

Hệ số tải trọng

K = Ktt.Kđ = 1,2.1,11=1,332

Sai số

0 0

Như vậy lấy A = 180 mm

2.2.6 Xác định module, số răng và góc nghiêng của răng

Modun pháp

mn = (0,01 ÷ 0,02)A = (1,8 ÷ 3,6) mmLấy mn= 2 mm

Sơ bộ chọn góc nghiêng  16 ,cos0  0,96

Số răng bánh nhỏ

1 n

b = 72 >

n

2,5.m 2,5.2

17,24sin 0,29  mm

2.2.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương

td 2

ZZ

cos



Bánh nhỏ

uqt2 41,41

N/mm2 <   uqt2

2.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Module pháp mn = 2 mm

Module ngang ms =

n

mcos =2,09 mm

d m Z 2,09.130 272 mmKhoảng cách trục

1 1

n r

bk 500N / mm

  , ch 260N / mm2, HB = 170( phôi rèn, giả thuyết đường kính phôi 100 300)

2.3.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uông cho phép

2.3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

  tx   Notx.k 'N

Chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn

3 i

Mmax – moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng

 3 3 7 td2

Vậy hệ số chu kỳ ứng suất kN’= 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn

  tx2 2,6HB 2,6.170 442N / mm  2Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ

  tx12,6HB 2,6.200 520N / mm  2

Để đảm bảo độ bền ta dùng trị số nhỏ để tính toán   tx 2

= 442N/mm2

2.3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

m i

7 7 td1

N 6,24.10 2,58 16,099.10 vòng/phút

Do cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó lấy KN” = 1

Giới hạn mỏi uốn :

Thép 45  = 0,43.1 bk= 0,43.600 = 258 N/mm2

Thép 35  = 0,43.1 bk= 0,43.500 = 215 N/mm2

Hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng k= 1,8

Vì răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều nên ta dùng công thức:

N u

2.3.4 Tính khoảng cách trục

Lấy  ' 1, 25

 

6 2 3

   

Với d= 0,72 tìm được Ktt bảng = 1,22 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế

tt bang tt

Hệ số tải trọng

K = Ktt.Kđ = 1,2.1,11=1,332

Sai số

0 0

Như vậy lấy A = 225 mm

2.3.6 Xác định module, số răng và góc nghiêng của răng

Module pháp

mn = (0,01 ÷ 0,02)A = (2,25 ÷ 4,5) mmLấy mn= 2,5 mm

2.3.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương

19,1.10 4,99.1,332

69,790,49.2,5 50.132.90

qt

III

(i 3) K.N.K1,05.10

d m Z 2,5.129 323 mmKhoảng cách trục

n r

N = 4,99 kW; n = 132 vòng/phút

3 II

N = 4,82 kW; n = 51 vòng/phút

3 II

Bảng 3.1 Kích thước sơ bộ của hộp

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp 15 mm

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh 72 mm

Khoảng cách giữa các chi tiết quay 15 mmKhe hở giữa bánh răng và thành trong hộp 12 mmKhoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong hộp 15 mm

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của của chi tiết quay ngoài hộp 20 mm

Tổng hợp các kích thước phần tử ở trên, ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đỡ

Hình 3.2 Sơ đồ phân tích lực

 

td

d0,1



Đường kính trục ở tiết diện 1 – 1:

Đường kính ở tiết diện 1 – 1 lấy d = 40 mm( ngõng lắp ổ trục).

Đường kính ở tiết diện 2 – 2 lấy d = 40 mm lớn hơn giá trị tính được vì trục có rảnh then

R 5776 2750 53 2973   NTính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm:

2 2 2 2

M  M  0,75.M  83775 0,75.361019 323681Nmm

M  M  0,75.M  243339 0,75.361019 396188Nmm

Đường kính ở tiết diện 3-3 và 4-4 lấy d = 45 mm lớn hơn giá trị tính được

vì trục có rảnh then

902569 N/mm

5 5

mF P (b c) R (a b c) 0    



r 4 Ey

y Ey r 4 Fy

F R P  R 0

Fy

Vì trên trục có rảnh then, nên ta lấy đường kính trục tăng so với tính toán

Đường kính ngõng trục Ø 60 mm, đường kính đầu trục ra lấy Ø 60mm

Đường kính lắp bánh răng 4 ta lấy Ø 60mm

nk

MW

 

3

W 5510 mmu

2 a

197823

40 N / mm5510

x a 0

MW

 

x

M 121014 N / mm

3 0

W 11790mm

2 a

121014

10 N / mm11790

270

2,7.40

    

;  m 0

Vậy

1 a

nk

( Trục làm bằng thép 45 có  b 600N/mm2)



1 0,25 b 0,25.600 150



u a

MW

N/mm2 x

a o

MW

Thay các chỉ số tìm được vào công thức tính n và n:

    

;  m 0

Vậy

1 a

nk

Giới hạn mỏi uốn và xoắn:

MW

N/mm2 x

a o

MW









   

N/mm2

Ở đây: Mx 121014 Nmm

d 40 mm

k 4,4I

3.2.2 Trục II

Theo đường kính trục II để lắp then là 45 mm, chọn 2 then có b = 14, h = 9,

t 5 , t1 4,1, k = 5 Chiều dài then 0,8lm (lm – chiều dài mayơ)

Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức

 

x

2Mdkl

l 0,8.60 48 mm

  d 100

N/mm2

   

N/mm2

Ở đây b = 14,  c 87 N/mm2, các thông số khác như trên:

Bảng 3.2: Thông số then

b (mm)

h (mm)

t (mm)

t1

(mm)

k(mm)

l(mm)

Hình 3.6 Sơ đồ chọn ổ trục I

Dự kiến chọn trước góc  120(kiểu 36000)

Hệ sô khả năng làm việc

0,3 bang

A S P  S 288 841 1004 125   NNhư vậy lực Athướng về bên phải Do R

B lớn hơn RA và SB cũng lớn hơn SA nên

ta chọn B để tính toán:

Q1.3634 1,5.125 1.1,1 4204  N hoặc bằng 420,4daN

C 420,4.125 52550 Tra bảng 17P, ứng với d = 40 mm lấy ổ có ký hiệu 36308, Cbảng = 60000, đường kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng B = 23 mm

3.3.2 Trục II

Hình 3.7 Sơ đồ chọn ổ trục II

Dự kiến chọn trước góc  120(kiểu 36000)

Hệ sô khả năng làm việc

0,3 bang

A S  P  S 841 841 115  115NNhư vậy lực Athướng về bên trái Do R

C lớn hơn RD và Sc cũng lớn hơn SD nên

ta chọn C để tính toán:

Q1.3042 1,5.115 1.1,1 3536  N hoặc bằng 353,6 daN

C 353,6.89 31470 Tra bảng 17P, ứng với d = 40 mm lấy ổ có ký hiệu 362308, Cbảng = 49000, đường kính ngoài của ổ D = 80 mm, chiều rộng B = 18 mm

Q 1.4156.1.1,1 4572  N hoặc 457,2 daN

C 457, 2 51.24000 30651Tra bảng 14P với d = 60 mm lấy ổ bi đỡ có ký hiệu 112 vói Cbảng = 37000, đường kính ngoài của ổ D = 95 mm, chiều rộng B = 18 mm

Chiều cao làm việc của gờ h (mm) 19

Số vòng quay khớp nối n (vòng/phút) 51

3.4.2 Kiểm nghiệm áp suất lớn nhất

Pmax – áp suất lớn nhất, sinh ra trên bề mặt làm việc, N/mm2

Mx – moment xoắn truyền qua nối trục, Nmm

K – hệ số tải trọng

D – đường kính ngoài của nối trục, mm

h chiều cao làm việc của gờ, mm

 P – áp suất cho phép thép với thép  P 15 25 N/mm2

CHƯƠNG 4:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ

DUNG SAI LẮP GHÉP

4.1 Vỏ hộp

Chọn vỏ hộp đúc, do hộp đứng nên ta có 3 phần Mặt lắp ghép là mặt phẳng đi qua đường tâm của trục bị dẫn 2 và 3 để việc lắp ghép dễ dàng

Chiều dày thành thân hộp:

1 1

0,02A 3mm0,02.224 3 7,48mm

Chiều dày mặt đế hộp có phần lồi:

Chiều dày gân ở nắp hôp:

1 1

Đường kính bulông nền:

n n

200 300





Trong đó: L – chiều dài hộp, sơ bộ lấy bằng 722mm

B – chiều rộng hộp, sơ bộ lấy bằng 460 mm

4.3 Thiết kế các chi tiết phụ

Theo 3, tr.273 289 

4.3.1 Vít nâng (bu lông vòng)

Hình 4.3 Cấu tạo cửa thăm

Là mối ghép trung gian, để cho việc lắp ghép dễ dàng.

Nhưng mối ghép trung gian này cần độ dôi lớn hơn độ hở để đảm bảo nhiệm vụ truyền moment xoắn

Ta không dùng mối ghép có độ dôi vì khó tháo lắp, thay thế Mà để truyền moment xoắn ta dùng then.

Vậy chọn mối ghép giữa trục và mayơ là H7/k6

Mối ghép giữa then và rãnh trục:

Đồng thời có độ hở để bù trừ sai số của rãnh

Vậy chọn kiểu lắp bthen D10/h9

Mối ghép giữa vòng trong ổ và trục:

Lắp theo hệ thống lỗ

Là mối ghép trung gian, có độ dôi là chủ yếu, vì vòng trong quay theo trục

Có cấp chính xác cao vì vòng ổ được chế tạo với độ chính xác cao

Chọn kiểu lắp: H7/k6

Lắp theo hệ thống trục

Mối ghép trung gian

Có độ hở tương đối để cho vòng ngoài ổ dịch chuyển khi chịu va đập, sẽ làm cho ổ mòn đều, vì tính chất chịu tải của vòng ngoài là cục bộ

Chọn kiểu lắp H7/h6

90h6

40k6

-0,002H7

45k6

-0,002H7

90h6

60k6

-0,002H7

95h6

Bảng 4.2 Mối ghép then

ThenTrục Sai lệch giới hạn kích thước then Trên bánh răng

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Trần Thiên Phúc (2011), Thiết kế chi tiết máy công dụng chung, NXB Đại học

quốc gia TP Hồ Chí Minh

2 Trịnh Chất – Lê Văn Uyển (2006), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1

5 Lâm Khánh Điền – Vũ Tiến Đạt (2007) , Vẽ kỹ thuật cơ khí , NXB Đại học

Quốc gia thành phố Hồ Chí Minh, TP.HCM

6 Nguyễn Bá Dương – Nguyễn Văn Lẫm – Hoàng Văn Ngọc – Lê Đắc Phong

(1978), Tập bản vẽ Chi tiết máy, NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp, Hà

Nội

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: 1

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1

1.1 Chọn Động Cơ Điện 1

1.2 Phân phối tỷ số truyền 2

CHƯƠNG 2: 6

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 6

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 6

2.2 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh 10

2.2.1 Chọn vật liệu 10

2.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép 10

2.2.3 Tính khoảng cách trục 12

2.2.4 Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng 13

2.2.5 Định chính xác hệ số tải trọng K 13

2.2.6 Xác định module, số răng và góc nghiêng của răng 13

2.2.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 14

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

gian ngắn 15

2.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 16

2.2.10 Tính lực trên trục 17

2.3 Thiết kế bộ truyền cấp chậm 18

2.3.1 Chọn vật liệu 19

2.3.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uông cho phép 19

2.3.3 Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng 21

2.3.4 Tính khoảng cách trục 21

2.3.5 Định chính xác hệ số tải trọng K 21

2.3.6 Xác định module, số răng và góc nghiêng của răng 22

2.3.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 23

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

gian ngắn 23

2.3.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 24

2.3.10 Tính lực trên trục 25

CHƯƠNG 3: 27

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN, CHỌN Ổ VÀ KHỚP NỐI 27

3.1 Tính toán thiết kế trục 27

3.1.1 Tính đường kính sơ bộ 27

3.1.2 Tính gần đúng 28

3.1.3 Tính chính xác trục 38

3.2 Tính then 44

3.2.1 Trục I 45

3.2.2 Trục II 45

3.2.3 Trục III 46

3.3 Chọn ổ 47

3.3.1 Trục I 48

3.3.2 Trục II 49

3.3.3 Trục III 50

3.4 Thiết kế khớp nối 51

3.4.1 Chọn loại khớp nói 52

3.4.2 Kiểm nghiệm áp suất lớn nhất 53

CHƯƠNG 4: 54

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 54

4.1 Vỏ hộp 54

4.2 Bôi trơn hộp giảm tốc 56

4.3 Thiết kế các chi tiết phụ 56

4.3.1 Vít nâng (bu lông vòng) 56

4.3.2 Chốt định vị 57

4.3.3 Cửa thăm 58

4.3.4 Nút tháo dầu 59

4.3.5 Ống thăm dầu 60

4.4 Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép 60

4.5 Bảng dung sai lắp ghép 62

Tài liệu tham khảo 64

DANH MỤC BẢNG

Bảng 1.1 Thông số kỹ thuật động cơ điện 2

Bảng 1.2 Hệ thống các số liệu tính được 5

Bảng 2.1 Thông số thiết kế bộ truyền đai 6

Bảng 2.2 Số liệu tính toán được 6

Bảng 2.3 Thông số bộ truyền đai 9

Bảng 2.4 Thông số thiết kế bộ truyền cấp nhanh 10

Bảng 2.5 Thông số bộ truyền cấp nhanh 17

Bảng 2.6 Thông số thiết kế bộ truyền cấp chậm 18

Bảng 2.7 Thông số bộ truyền cấp chậm 26

Bảng 3.1 Kích thước sơ bộ của hộp 28

Bảng 3.2: Thông số then 47

Bảng 3.3 Thông số ổ lăn 51

Bảng 3.4 Thông số nối trục chữ thập 52

Bảng 4.1 Mối ghép trục với lỗ 62

Bảng 4.2 Mối ghép then 63

DANH MỤC HÌNH

Hình 3.1 Kích thước sơ bộ của hộp 29

Hình 3.2 Sơ đồ phân tích lực 30

Hình 3.3.Biểu đồ nội lực trục I 31

Hình 3.4 Biểu đồ nội lực trục II 34

Hình 3.5 Biểu đồ nội lực trục III 37

Hình 3.6 Sơ đồ chọn ổ trục I 48

Hình 3.7 Sơ đồ chọn ổ trục II 49

Hình 3.8 Sơ đồ chọn ổ trục III 50

Hình 3.9 Sơ đồ khớp nối trục chữ thập 52

Hình 4.1 Bu lông vòng 57

Hình 4.2 Lắp chốt định vị 57

Hình 4.3 Cấu tạo cửa thăm 58

Hình 4.4 Nút tháo dầu 59

Hình 4.5 Mắt thăm dầu 60