đồ án thiết kế máy hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

File thuyết minh đồ án hộp giảm tốc 2 cấp khai triển với thông số: công suất động cơ 5kw, số vòng quay động cơ 1450rpm, số vòng ra hộp giảm tốc 120rpm. file bao gồm các hình ảnh, thông số tính toán, công thức đầy đủ

Trang 1

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC VÀ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

I.1 Chọn động cơ điện.

- Giả thiết:

+) Công suất động cơ: 5 kW

+) Số vòng quay ở trục động cơ: 1450 rpm

- Chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2 (bảng 2P trang322) có:

+) Kiểu động cơ: AO2-42-4

+ nr - số vòng quay trục ra của hộp giảm tốc

Vì tỉ số truyền bé nên không dùng bộ truyền ngoài

Trang 2

Trong đó:

+ ƞol, ƞbr - hiệu suất 1 cặp ổ lăn, hiệu suất 1 cặp bánh răng

+ NI, NII, NIII - công suất trên trục I, II, III

+) Phôi rèn (giả sử đường kính phôi 100  300mm)

II.1.2 Định ứng suất cho phép.

- Số chu kỳ làm việc của bánh răng

Giả sử hộp giảm tốc làm việc 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca và chịu tải trọng khôngthay đổi

N = 60unT (3-3 trang42)

Trong đó:

+ u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

+ n – Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

+ T – Tổng số giờ làm việc

+ Bánh lớn

N2 = 60.1.371,79.5.300.8.2 = 53,54.107 > N0 = 107

Trang 3

+ [σ]σ]Notx – Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài

+ Bánh nhỏ

[σ]σ]tx1 = 2,6.200.1 = 520 N/mm2

+ Bánh lớn

[σ]σ]tx2 = 2,6.170.1 = 442 N/mm2

- Ứng suất uốn cho phép

+ Lấy hệ số an toàn n = 1,5 (trang42) và hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ = 1,8 (trang44).+ Giới hạn mỏi uốn của thép trong chu kì đối xứng

+ σo – Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động

+ Kσ – Hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với thép thường hóa Kσ = 1,8 (trang44)

Trang 4

II.1.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.

- Vận tốc vòng (đối với bánh răng trụ)

sinβ , với cấp chính xác là 9 và vận tốc vòng v = 4,026 m/s tra bảng

3-14 trang48 ta được hệ số tải trọng động Kđ=1,4

Do đó K = Kt.Kđ = 1.1,4 = 1,4

Trang 5

- Tính lại khoảng cách trục A.

A=A sơ bộ3

√K K sơ bộ

=130√3 1,41,3=133,25mm Chọn khoảng cách trục A = 135mm

II.1.8 Xác định modun, số răng, góc nghiên của răng và chiều rộng bánh răng.

II.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

- Tính số răng tương đương

+ Bánh nhỏ:

Z td 1= Z1

cos3β=

270,9783=28,86 + Bánh lớn:

Z td 2= Z2

cos3β=

1050,9783=112,25

Trang 6

σ u2=σ u 1 y 1

y 2=30,88

0,4460,517=26,64 ≤[σ]u 2=118,06 N /mm2

II.1.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.

- Modun pháp: mn = 2mm

- Số răng: Z1 = 27, Z2 = 105

- Góc ăn khớp: αn = 200

- Góc nghiêng: β = 1206’

Trang 7

- Đường kính vòng chia (vòng lăn)

d1=m n Z1

2.270.978=55,21 mm(bảng 3-2 trang36)

- Lực hướng tâm

P r=p tan α n

1183,39.0,3640,978 =440,41 N

Trang 8

II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm.

II.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

+) Phôi rèn (giả sử đường kính phôi 100  300mm)

II.2.2 Định ứng suất cho phép.

Trang 9

- Số chu kỳ làm việc của bánh răng.

Giả sử hộp giảm tốc làm việc 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca và chịu tải trọng khôngthay đổi

[σ]σ]tx1 = 2,6.200.1 = 520 N/mm2

+ Bánh lớn

[σ]σ]tx2 = 2,6.170.1 = 442 N/mm2

- Ứng suất uốn cho phép

+ Lấy hệ số an toàn n = 1,5 (trang42) và hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ = 1,8 (trang44).+ Giới hạn mỏi uốn của thép trong chu kì đối xứng

K = 1,3 (trang44)

II.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

ψA=0,4 (trang44)

Trang 10

II.2.5 Tính khoảng cách trục A.

A ≥ (i+1)√3(1,05.10[σ]tx i6)2ψ k N A n2, mm (3-9 trang45)

A ≥ (3,1+1 )√3(1,05 10442.3,16)21,3.4,780,4.120=173,69 mm

Chọn A = 174mm

II.2.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.

- Vận tốc vòng (đối với bánh răng trụ)

II.2.8 Xác định modun, số răng, góc nghiên của răng và chiều rộng bánh răng.

Bánh lớn

Z2 = i.Z1 = 3,1.35 = 108,5 chọn Z2 = 109 răng

- Chiều rộng bánh răng

b = ψA.A = 0,4.180 = 72mm

Trang 11

II.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

II.1.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.

Trang 13

CHƯƠNG III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN III.1 Chọn vật liệu

- Chọn thép 45 thường hóa có σb = 600 N/mm2, σch = 300 N/mm2

III.2 Tính đường kính sơ bộ các trục

- Theo công thức 7-2 trang115

d ≥C√3 N n , mm

Trong đó:

+ C – Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép [τ ]x.

+ N – Công suất truyền

+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục

+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10mm

+ Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp Δ = 10mm

+ Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt trong của ổ lăn l2 = 10mm

Trang 14

+ c = 50mm.

+ b + c = 117mm

III.3.1 Tính gần đúng trục I

Các thông số:

Trang 15

Chọn d1-1 = 28 mm (Chọn theo chuẩn trang 133)

Trang 17

- Tính momen ở tiết diện nguy hiểm (Tiết diện 3-3 mang bánh răng thẳng)

→ REy = Pr4 – RFy = 1021,54 – 368,42 = 653,12 N

Trang 18

∑MEx = -P4.a + RFx.(a + b + c) = 0

→ R Ex= P 4 a

2806,44.6666+67+50=1012,16 N

→ RFx = P4 - REx = 2806,44 - 1012,16 = 1794,28 N

Trang 19

- Tính momen ở tiết diện nguy hiểm (Tiết diện 4-4 mang bánh răng thẳng)

III.4 Tính chính xác trục

- Hệ số an toàn

n= n σ n τ

√n σ+n τ ≥[n] (7-5 trang 120)

+ nσ – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

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

+ nτ – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

Trang 20

σ a

(N/mm2)

Mx(Nmm)

W0(mm3)

τ a

(N/mm2)1-1

Trang 21

+ Hệ số an toàn cho phép trong điều kiện thông thường [σ]n] = 1,5 ÷ 2,5

Vậy tiết diện trên các trục đều đảm bảo độ bền mỏi

III.5 Tính then

- Đối với trục I, có đường kính là 28mm Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 8mm,

h = 7mm, t = 4,0mm, t1 = 3,1mm, k = 3,5mm Chiều dài then l1 = 0,8lm

lm = (1,2 ÷ 1,5)d = (1,2 ÷ 1,5)28 = 33,6 ÷ 42 chọn lm = 41, do đó l1 = 0,8.41 = 32mm (Chọn theo chuẩn trang 143)

+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức 7-11 trang139

σ d=2 M x

dkl ≤[σ]d N /mm2

Tra bảng 7-20 trang142 chọn [σ]σ]d = 150 N/mm2

Trang 22

σ d=2.32931,03

28.3,5 32 =21,00 N /mm

2

≤ [σ]σ]d Vậy then thỏa mãn về sức bền dập

+ Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 trang139

Vậy then thỏa mãn về sức bền cắt

- Đối với trục II

Chọn then lắp cho bánh răng nghiên, đường kính là 35mm Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 10mm, h = 8mm, t = 4,5mm, t1 = 3,6mm, k = 4,2mm Chiều dài then l2 = 32mm

σ d=2 M x

dkl ≤[σ]d N /mm

2Tra bảng 7-20 trang142 chọn [σ]σ]d = 150 N/mm2

σ d=2.127048,75

35.4,2 32 =54,02 N /mm

2 ≤ [σ]σ]d Vậy then thỏa mãn về sức bền dập

Chọn then lắp cho bánh răng thẳng, đường kính là 38mm Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 12mm,

h = 8mm, t = 4,5mm, t1 = 3,6mm, k = 4,4mm Chiều dài then l3 = 56mm (Chọn theo chuẩn trang143)

Trang 23

σ d=2 M x

σ d=2.127048,75

38.4,4 56 =27,14 N /mm

- Đối với trục III, có đường kính là 48mm Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 16mm,

h = 10mm, t = 5,0mm, t1 = 5,1mm, k = 6,2mm Chiều dài then l4 = 56mm

σ d=2 M x

σ d=2.382377,45

48.6,2 56 =45,89 N /mm

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC IV.1 Chọn ổ lăn

Trang 24

+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục, n=1450 rpm

+ h – Thời gian phục vụ, chọn 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca, h=24000 giờ+ Q – Tải trọng tương đương,

Q = (KvR + mAt)KnKt

Trong đó:

+ Kv – Hệ số xét đến vòng nào của ổ là quay, tra bảng 8-5 trang 162 chọn Kv = 1

+ R – Tải trọng hướng tâm (daN)

Vậy At hướng về gối trục bên trái (A)

+ m – Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, tra bảng 8-2 trang161 chọn m = 1,5

+ Kn – Hệ số nhiệt độ, nhiệt độ nhỏ hơn 100 0C, tra bảng 8-4 trang162 chọn Kn = 1

+ Kt – Hệ số tải trọng động, tra bảng 8-3 trang 162 với tính chất tải trọng tĩnh chọn Kt = 1

QA = (1.360,10 + 1,5.456,4)1.1 = 1044,7 N = 104,47 daN

QB = (1.905,07 + 1,5.0)1.1 = 905,07 N = 90,50 daN

Trang 25

+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục, n = 371,79 rpm

+ h – Thời gian phục vụ, chọn 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca, h=24000 giờ

+ Q – Tải trọng tương đương,

Q = (KvR + mAt)KnKt (8-6 trang159)

Trong đó:

Vậy At hướng về gối trục bên phải (D)

+ m – Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, tra bảng 8-2 trang161 chọn m = 1,5

+ Kn – Hệ số nhiệt độ, nhiệt độ nhỏ hơn 100 0C, tra bảng 8-4 trang162 chọn Kn = 1

+ Kt – Hệ số tải trọng động, tra bảng 8-3 trang 162 với tính chất tải trọng tĩnh chọn Kt = 1

QC = (1.2224,53 + 1,5.0) ×1×1 = 2224,53 N = 222,45 daN

Trang 26

+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục, n = 120 rpm

+ h – Thời gian phục vụ, chọn 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca, h=24000 giờ

+ Q – Tải trọng tương đương,

Q = (KvR + mA)KnKt (8-6 trang159)

Trong đó:

Tra bảng 14p trang ứng với đường kính 40mm chọn ổ bi đỡ cỡ đặc biệt nhẹ, rộng vừa ký hiệu

108 có Cbảng = 20000, đường kính ngoài D = 68mm, chiều rộng B = 15mm

IV.2 Chọn kiểu lắp ổ lăn

Trang 27

IV.3 Cố định trục theo phương dọc trục

IV.4 Bôi trơn ổ lăn

IV.5 Che kín ổ lăn

CHƯƠNG V CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

V.1 Vỏ hộp

- Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng

- Dùng bảng 10-9 trang 268 để tính kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang

+ Chiều dày thành thân:

Trang 28

+ Đường kính bulong vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, tra bảng 10-11a, 10-11b trang275/276, với khoảng cách trục A1×A2 = 150×200, hộp giảm tốc có trọng lượng là 300kg, chọn bulong M12

Định dạng
Số trang	29
Dung lượng	369,17 KB