Tính toán thiết kế hộp giảm tốc côn trụ cấp 3

Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ 3 cấp. Đây là tài liệu tham khảo cho những bạn mới lần đầu bước vào làm đồ án Đồ án thiết kế chi tiết máy hệ dẫn động truyền băng tải , tính toán xây dựng hộp giảm tốc 3 cấp có bánh răng côn

LờI NóI đầU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong ch ơngtrình đào tạo kỹ s cơ khí Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinhviên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học nh : Chi tiết máy, Sứcbền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làmquen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốtnghiệp sau này

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyềnkhông đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn Với chức năng nhvậy, ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyệnkim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu … Trong giới hạn của môn học em đợcgiao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp

Trong quá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ môn,

đặc biệt là thầy Trần Ngọc Nhuần, em đã hoàn thành song đồ án môn học củamình Do đây là đồ án đầu tiên của khoá học và với trình độ và thời gian có hạnnên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra, em rất mongnhận đợc sự góp ý của các thầy trong bộ môn để em thêm hiểu biết hơn về hộpgiảm rốc côn - trụ cũng nh các kiến thức về thiết kế các bộ hộp giảm tốc khác

TRƯỜNG ĐH NHA TRANG Khoa Cơ khí – Bộ môn Chế tạo máy THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số 09 Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải

Theo sơ đồ động sau:

CÁC SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

Điều kiện làm việc: Tĩnh tại với mạng điện công nghiệp 220c/380v

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Xác định công suất của động cơ:

1 Công suất trên trục tang:

Do tính chất tải trọng không thay đổi

Trong đó  là hiệu suất chung của hệ thống truyền động

Trong đó:

ol = 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn

đ = 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai

br = 0,97 Hiệu suất cặp bánh răng

brc = 0,96 Hiệu suất cặp bánh răng côn

kn = 1 Hiệu suất của khớp nối

  = 0,995.0,96.0,972.1.0,96= 0,82

 Pct =

8 0,82 = 9,75 (kW)

v D

2.Tốc độ yêu cầu của động cơ:

Là tốc độ quay của động cơ nđc= nlv.ihtVới iht là số truyền chung của hệ thống

Tỉ số truyền trung bình của đai thang uđ= 2 - 6Hợp giảm tốc côn trụ cấp 3 với tỉ số truyền trong khoảng uh= 28,3 – 182

Chọn tỉ số truyền sơ bộ

uđ= 2,5 và uh= 28,5

 iht = uđ uh= 2,5.28,5 =71,25

Vậy vận tốc quay sơ bộ của động cơ là nđc= 38,21.71,25=2722,46

4 Kiểm tra động cơ:

Theo điều kiện

tkd : thời gian khởi động của động cơ

Tmm : momen mở máy của động cơ

Tdm : momen định mức của động cơ

Pđm là công suất định mức của động cơ

nđm là số vòng quay định mức của động cơ

Thõa điều kiện thời gian khởi động từ 3- 5 (s)

Kiểm tra momen mở máy ( Tmm)

Điều kiện : Tmm > Tc (momen ban đầu)

Chọn tỉ số truyền động đai uđ =2,5 => uh= 76,68/2,5= 30,67

Theo tiêu chuẩn kích thước nhỏ gọn chọn uh = 30

IV Các thông số trên trục hệ dẫn động:

1 Công suất trên các trục:

I Thiết kế truyền động đai:

1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

Sử dụng đai thường theo hình 4.1 ta chọn đai loại ƃ với

Pđc =10 kW, nđc =2930 (v/p), bảng thông số:

Loại

đai

Kíhiệu

Kích thước tiết diện,

mm

Diệntích tiếtdiện A,

mm2

Đường kínhbánh đai nhỏd1, mm

Chiều dàigiới hạn

2 Xác định các thông số của bộ truyền đai:

Theo bảng 4.21 ta chọn được đường kính bánh đai nhỏ d1=140 mm

Kiểm tra vận tốc đai:

v = πdd1.n1/60000 =3,14.140.2930/60000 =21,46 (m/s) < vmax =25 (m/s) thõa điều kiện

Chọn đường kính bánh đai lớn là theo công thức 4.2 ta chọn:

d2= d1.uđ/(1 - )= 140.2,55/(1 – 0,01) =360,6 mm ℇ)= 140.2,55/(1 – 0,01) =360,6 mm

Trong đó: uđ = 2,55 tỷ số truyền trong bộ truyền đai

d1 đường kính bánh đai chủ động = 0,01 hệ số trượt

ℇ)= 140.2,55/(1 – 0,01) =360,6 mm Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn d2= 355 mm

Vậy tỷ số truyền thực tế:

uđtt= d2

d1(1−ℇ) = 140.(1−0,01)355 = 2,56Sai số tỷ số truyền là:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)

0,55(d1 + d2) + h = 0,55(140 + 355) + 10,5 = 282,75 mm

2(d1 + d2) = 2(140 + 355) = 990 mm => Thõa điều kiện

Chiều dài đai

l = 2a + 0,5πd(d1 + d2) + (d1 + d2)2/4a

= 2.390,5 + 0,5πd(140+355) + (355-140)2/4.390,5 =1587,74 mm

Tra bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l=1600 mm

i = 21,46/1,6=13,4 ≤ imax =15 (m/s) => Thõa điều kiện

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l =1600 mm

Chiều rộng bánh đai, theo công thức 4.17 và bảng 4.21, B= (z 1)t +2e = (5 1).19 +2.12,5 = 101 mm

-Đường kính ngoài của bánh đai da = d + 2h0= 140 +2.4,2= 148,4 mm

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Ta chon vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng nh sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241 ¿ 285,

có  b1 =850(MPa);  ch 1 =580(MPa)

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192 ¿ 240,

có  b2 =750(MPa);  ch 2 450(MPa) 2.Xác định ứng suất cho phép :

Tính sơ bộ ứng suât uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức (6.1a) và (6.1b) ta có:

+  F lim o ;  H lim0 :lần lợt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với

số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng đơc tra ở bảng 6.2

+ s F ; s H :Lần lợt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2 Theo bảng 6.2 ta có:

0

=1,8.270=486(MPa)  H lim2

0

=2.255+70=580(MPa)  Flin 2 =1,8.255=459(MPa)

+k Fc :Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ,lấy k Fc =1(tải trong đặt một phía) +k Hl ;k Fl :Hệ số tuổi thọ, đợc xách định theo công thức (6.3) và (6.4)

N FO ;N HO :Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

có N FO =4.10 6 với tất cả các loại thép

N HO =30.H HB2,4 ⇒ { N HO

1=2,05.107¿¿¿¿¿

N HE ;N FE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải tỉnh nờn:

N HE = N FE =60.c.n t.



Với c, n v t là số lần ăn khớp trong một vòng quay của àt là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bỏnh răng, số vòng quay

và thời gian làm việc của bỏnh răng

+ H  2 =

580.11,1 =527,3 (MPa) Với bánh côn răng thẳng ta có:

+u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u=3,68

+T1:Mômen xoắn trên trục dẫn (T1=80455,34 N.mm)

+kbe:Hệ số chiều rộng vành răng, lấy kbe=b/Re=0,25

+kH:hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.21) với

50 3,68  1 80455,34.1,13 / [(1 0, 25).0, 25.3,68.527,3   148,65(mm)4.Xác định các thông số ăn khớp :

Đờng kính chia ngoài của của bánh côn chủ động đợc xác đinh theo công thức (6.52b):

de1=

2 3

mtm= mte.(1- 0,5.kbe) =3.(1 0,5.0, 25) 2,625   (mm)

z1 = dm1/mtm =

68, 215

25,98 2,625  lÊy z1=26(r¨ng)

+zm:hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có





+zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có zH=1,76 +T1:Mômen xoắn trên trục dẫn ,T1= 80455,34 (N.mm)

+kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, đợc xác định theo công thức 6.61

= 9,31 b: chiÒu réng vµnh r¨ng, b = kbe.Re=0,25.148,65= 37,16

Nên H =

2 2

Vậy điều kiện bền tiếp xúc đợc đảm bảo

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Vậy kF = 1,3.1.1,37=1,781

+Y =1/=1/1,723=0,58

+Y=1- n

0/140 = 1 + Với zv1=z1/cos(1) = 26/ cos(15,15) =26,93

zv2=z2/cos(2) = 96/cos(74,85) = 367,32

x1= 0,37 ; x2=-0,37

F2 = F1.(YF2/YF1) = 98,59.(3,63/3,55) = 100,78 (MPa)

Ta thấy { σ F1 < [ σ F1 ] ¿¿¿¿

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn đợc đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

 Fmax1=F1.kqt= 98,59.2,5 = 246,47(MPA) < F1max

Fmax2=F2.kqt= 100,78.2,5 = 251,95(MPA) < F2max

Vậy độ bền quá tải của răng đợc thỏa mãn

8.Cỏc thụng số và kớch thước của bộ truyền bỏnh răng cụn:

Chiều dài côn ngoài Re = 148,56 (mm)

Modul vòng ngoài mte= 3 (mm)

Chiều cao đầu răng ngoài : hae

hae1= (hte + xn1.cos).mte

= (1+0,37.1).3 = 4,11 (mm)

hae2= 2.hte.mte - hae1= 2.3- 4,11 = 1,89 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài :hfe

hfe1=he- hae1=6,6- 4,11 = 2,49 (mm)

hfe2= he- hae2 = 6,6 -1,89 = 4,71 (mm)

Đờng kính đỉnh răng ngoài : dae

dae1 = de1 + 2.hae1.cos1= 79 + 2.4,11.cos(15,15) = 86,93 (mm)

dae2 = de2 + 2.hae2.cos2= 288+ 2.1,89.cos(74,85) = 288,98 (mm)

B.Tính toán cho bộ truyền cấp trung gian:

(Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng)

1.Chọn vật liệu:

Ta chon vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng nh sau

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241 ¿ 285,

có  b1 =850(MPA);  ch 1 =580(MPa)

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192 ¿ 240,

có  b2 =750(MPA);  ch 2 450(MPa)

=1,8.260=468(MPa)  H lim2

0

=2.250+70=570(MPa)  Flin 2 =1,8.250=450(MPa)

+k Fc :Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ,lấy k Fc =1(tải trong đặt một phía)

+k Hl ;k Fl :Hệ số tuổi thọ, đợc xách định theo công thức (6.3) và (6.4)

N FO ;N HO :Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc có.

N FO =4.10 6 với tất cả các loại thép

N HO =30.H HB

2,4 ⇒ { N HO

1=1,87.107¿¿¿¿¿

N HE ;N FE :Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải tỉnh nờn:

+ H  2 =

580.11,1 =527,3 (MPa) Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức (6.12) ta có:

H

T k u



Trong đó:

+ka:Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bỏnh răng và loại răng

Theo bảng 6.5 ta đợc ka= 43 (MPa)1/3

+T2:Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc,T2=281395,12 (N.mm) +H:ứng suất tiếp xúc cho phép ,H=527,27(MPa)1/3

+ba= 0,3(tra theo bảng 6.6)

+kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về tiếp xúc

Theo bảng 6.7 với bd= 0,53.ba.(u+1) = 0,62

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là

kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi

răng đồng thời ăn khớp ,trị số của kH đợc tra theo bảng

6.14 ta đợc kH = 1,03

kHv:Hệ số kể đến ảnh hởng của tải trọng động trong vùng ăn

khớp, theo công thức (6.41) ta có:

kHv = 1+

ν H .b w .d w 1 2.T1.k Hβ .k Hα

trong đó :

H = H.g0.v √a aw/u

- H: Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp theo

bảng 6.15 ta đợc H = 0,002

- g0: Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng,lấy g0= 47

với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 (theo bảng 6.16)

2, 0

Vậy ta có kHv = 28139

1,3 5,1

Ta thấy H = 431,92 < H = 500,9 vậy điều kiện bền tiếp xúc đơc

đảm bảo.Để đơn giản trong qúa trình tính toán ta lấy bw = 62 (mm)

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Vậy điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:

 Fmax1=F1.kqt= 97,02.2,5 = 242,55(MPa) < F1max

Fmax2=F2.kqt= 91,91.2,5 = 229,775(MPa) < F2max

Vậy độ bền quá tải của răng đợc thỏa mãn

8.Các thông số và kích th ớc của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng:

+Khoảng cách trục aw= 207 (mm)

+Môđul pháp m = 4 (mm)

+Chiều rộng vành răng bw = 62(mm)

Ta chon vật liệu cho cặp bánh trụ răng thẳng nh sau

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241 ¿ 285,

có  b1 =850(MPA);  ch 1 =580(MPa)

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192 ¿ 240,

có  b2 =750(MPA);  ch 2 450(MPa) 2.Xác định ứng suất cho phép :

Tính sơ bộ ứng suât uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức (6.1a) và (6.1b) ta có:

=1,8.260=468(MPa)  H lim2

0

=2.250+70=570(MPa)  Flin 2 =1,8.250=450(MPa)

+k Fc :Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ,lấy k Fc =1(tải trong đặt một phía)

m H ; m F : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

với HB <350 lấy { m H =6 ¿¿¿¿

.N FO ;N HO :Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc có

N FO =4.10 6 với tất cả các loại thép

N HO =30.H HB2,4 ⇒ { N HO

1=1,87.107¿¿¿¿¿

N HE ;N FE :Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải tỉnh nờn:

+ H  2 =

580.11,1 =527,3 (MPa) Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức (6.12) ta có:

T k u



Trong đó:

+ka:Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bỏnh răng và loại răng

Theo bảng 6.5 ta đợc ka= 49,5 (MPa)1/3

+T3:Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc,T3=760881,19 (N.mm)

+H:ứng suất tiếp xúc cho phép, H=527,27(MPa)1/3

+ba= 0,3(tra theo bảng 6.6)

+kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về tiếp xúc

Theo bảng 6.7 với bd= 0,53.ba.(u+1) = 0,6

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là

H = ZMZHZ

3 2 1

Xác định theo công thức (6.36a):

Z =

4 3







= 0,858 Trong đó  = (1,88 - 3,2.(1/z1 + 1/z2)).cos

=(1,88 - 3,2.(1/37 + 1/103)).1 = 1,76

- Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1=2.aw/(u+1) =2.210/(2,783 + 1) = 148 (mm)

+kH:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức (6.39)

kH = kH.kH.kHv

Với kH:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng ,tra bảng 6.7 ta có kH=1,03

kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi

răng đồng thời ăn khớp ,trị số của kH đợc tra theo bảng

H = H.g0.v √a aw/u

- H: Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp theo

bảng 6.15 ta đợc H = 0,004

- g0: Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng,lấy g0= 73

với cấp chính xác mức làm việc êm là 9 (theo bảng 6.16)

Chieàu roọng vaứnh raờng bw = ba.aw = 0,3.210= 84 mm

Vậy ta có kHv =

9 76088

9 783.148



(MPa)

* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép.

Ta thấy H = 442,86 < H = 500,9 vậy điều kiện bền tiếp xúc đơc

đảm bảo.Để đơn giản trong qúa trình tính toán ta lấy bw = 84 (mm)

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Vậy điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:

Fmax2=F2.kqt= 68,23.2,5 = 170,57(MPa) < F2max

Vậy độ bền quá tải của răng đợc thỏa mãn

8.Các thông số và kích th ớc của bộ truyền bánh trụ răng thang:

+Khoảng cách trục aw= 210 (mm)

Phần 3 THIEÁT KEÁ TRUẽC

1 Choùn vaọt lieọu :

Choùn vaọt lieọu cheỏ taùo truùc laứ theựp 45 b = 600 MPa, -1 = 261 MPa ,-1 = 151 MPa Choùn ửựng suaỏt xoaộn cho pheựp :

- Truùc vaứo vaứ ra [] = 20 MPa

- Truùc trung gian [] = 12 MPa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục :

Xác định sơ bộ đường kính trục từ công thức : d k ≥√3 T k

* lm12 =1,5.30 =45mm - Chiều dài mayơ của b¸nh ®ai;

* k3=15 mm – khoảng các từ mỈt c¹nh cđa chi tiÕt quay tíi nắp ổ(bảng10.3[1])

* hn=18 mm (bảng 10.3 tài liệu [1] ) - chiều cao lắp ổ và đầu bu lông

 l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5 (b0 –b13cos 1) = 132 mm

* l11=2,7.30 =81 mm

* k1=10 mm - khoảng cách mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp

* k2=10 mm - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp

* lm13 =1,3.30 =39mm - ChiỊu dµi mayơ b¸nh r¨ng c«n nhỏ

* b13 = 37 mm

 TrụcII:

 d2=50 mm ,chọn chiều rộng ổ lăn b0=27 mm (bảng 10.2 tài liệu [1])

 l22 = 0,5(lm22 +bo) +k1 +k2 =78.5 mm

* lm22 = 1,4.50 = 70mm - chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng nghiªng;

* k1=15mm (bảng 10.3 tài liệu [1])

* k2=15mm (bảng 10.3 tài liệu [1] )

*lm32 = 1,2.70 =84 mm - chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng nghiªng;

* k1=10mm (bảng 10.3 tài liệu [1])

* k2=10mm (bảng 10.3 tài liệu [1] )

 l33 = l32 +0,5(lm32 + lm33) + k1 =173,5 mm

*lm33 =84 mm - chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng thẳng;

 l31= lm32 + lm33 + 3k1 + 2k2 + b0 = 253 mm

 TrụcIV: