thuyết mính đồ án hộp giảm tốc đồng trục Đh KT KT CN HN

Phần thuyết minh: Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm: - CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC - CHƯƠNG 2: TÍN

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN I - CHI TIẾT MÁY

Họ và tên sinh viên : Lê Văn Dương Lớp: ĐHCK10a2

Ngô Văn Dương Lớp: ĐHCK10a2

Nguyễn Hoàng Minh Lớp: ĐHCK8a3

Nguyễn Thế Duy Lớp ĐHCK10a2

Giảng viên hướng dẫn : Dương Hải Nam

Các số liệu cho trước:

1 Lực kéo băng tải: F = 12500 N

Yêu cầu thực hiện

I Phần thuyết minh:

Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:

- CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

- CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (bộ truyền đai hoặc xích)

- CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

- CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

- CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN, KHỚP NỐI, CÁC

CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

- CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP

II Phần bản vẽ:

Ngày giao đề: Ngày hoàn thành

Hà Nội, ngày tháng năm 2019

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , TÍNH TOÁN TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN

CÁC TRỤC.

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2

1.1.1Xác định công suất cần thiết của động cơ 2

1.1.2 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ. 4

1.2 phân phối tỉ số truyền 5

1.2.1 >xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động : 5

1.2.2 >phân phối U t cho các bộ truyền: 5

1.3 Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. 6

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI ( BỘ TRUYỀN XÍCH)

8

2.1.Chọn loại xích: 8

2.2.Xác định các thông số của bộ truyền xích: 8

2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: 10

2.4.Tính đường kính đĩa xích .12

2.5.xác định ứng suất trên trục(lực tác dụng lên trục) 14

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ) 16

3.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp chậm : 16

3.1.1 Chọn vật liệu : 16

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép: 16

3.1.3 xác định các thông số cơ bản … 20

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh : 28

3.2.1Xác định ứng suất cho phép: 29

3.2.2 xác định các thông số cơ bản

34

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN: 41

4.1Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: 41

4.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 42

4.3: Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: 44

4.4 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then, trục. 55

CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 60

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 64

6.1 Thiết kế vỏ hộp 64

6.2 Các phụ kiện khác 66

6.3 Dung sai và yêu cầu kĩ thuật 70

TÀI LIỆU THAM KHẢO 72

LỜI NÓI ĐẦU

Ngành cơ khí chế tạo máy là một trong những ngành then chốt của nền kinh tế quốc dân,

nó góp phần không nhỏ vào quá trình công nghiệp hóa – hiện đại hóa đất nước Đặc biệt

là trong giai đoạn hiện nay nền khoa học trên thế giới và trong nước đang ngày càng phát triển mạnh mẽ, nó càng thể hiện vai trò của mình

Ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nền kinh tế Việc đầu tư vào nềncông nghiệp nặng là rất quan trọng, nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy móc, thiết bị cơ khí như các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong các công ty đạm cho đến các băng tải ximăng hoặc băng tải vận chuyển đá, than và các hệ thống tời, cầu trục nâng hàng…đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực và chuyển động

Vì vậy nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc này là để phục vụ cho việc vận chuyển trong các băng tải, các bơm nén có áp suất an toàn và ổn định, các hệ thống tời, cầu trục nâng hàng,

… với giá thành phù hợp và đảm bảo chất lượng theo yêu cầu mà không phải nhập khẩu của nước ngoài

Nhận thức rõ tầm quan trọng của vấn đề trên và được tìm hiểu thực tiễn, đi sâu nghiên cứu kết hợp với những kiến thức đã học ở trường và được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo hướng dẫn em đã chọn đề tài: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Mục tiêu của đề tài là: giúp sinh viên củng cố kiến thức các môn học và vận dụng vào thực tiễn để thiết kế, chế tạo chi tiết cơ khí

Hơn nữa đề tài còn có ý nghĩa thực tiễn đó là giúp sinh viên vận dụng kiến thức tổng hợp các môn học với thực tiễn của sản phẩm để tính toán, thiết kế hộp giảm tốc, ứng dụng các phần mềm vào mô phỏng quá trình gia công, lắp ráp và hoạt động của hộp giảm tốc

CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , TÍNH TOÁN TỈ SỐ TRUYỀN VÀ

MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất làm việc Plv của động cơ (theo công thức 2.11 tr20 tính toán thiết kế hệ thống

Trong đó: Ptd (kW) là công suất tương đương của động cơ

P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác

Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti)Nên ta có:

Tra bảng 2.3 (tr19), ta được của hiệu suất: ol= 0,99 ( vỡ ổ lăn được che kín)

ηbr : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ( được che kín)

ol: Hiệu suất ổ lăn (kín)

ol = 0,995 (tra bảng giá trị hiệu suất)

Suy ra : η = 0,99 x 0.9954 x 0.972 x 0.95 =0.87

=> công suất trên trục động cơ : 4,595 5, 28 

1.1.2 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ.

Chọn vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb (ct 2.18 tr21 sách hệ thống dẫn động T1) :

Trong đó : v : vận tốc băng tải (m/s)

D : Đường kính tang quay (mm)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc:

nsb = nct ut = 34, 4 42 1444,8 vg ph   

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 1500vg/ph

Chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời :

Ta chọn được động cơ là : 4A132S4Y3

Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :

Công suất

(kW)

Vận tốc(v/p)

dn

TT

max dn

TT 7,5 1455 0,86 87,5 2 2,2

Kết luận : Động cơ 4A132S4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế

1.2 phân phối tỉ số truyền

lv

n u n

(lần)

1.2.2 >phân phối U t cho các bộ truyền:

- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và

bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI ( BỘ TRUYỀN XÍCH )

Bộ truyền xich nối từ trục 3 ra hệ thống băng tải :

Trục 3 có các số liệu:

P3= 6,6(kw), nIII=104,02 (vg ph) , ux=3

2.1.Chọn loại xích:

Với tải trọng nhỏ ,vận tốc thấp => Ta chọn loạI xích ống con lăn

2.2.Xác định các thông số của bộ truyền xích:

-Theo bảng 5.4 trang 80 với Ux=3 , chọn số răng đĩa nhỏ Z 1 =25

Do đó số răng đĩa lớn : Z2= ux× Z1=3×25=75<120 (răng) (Ct 5.1tr80)

Điều kiện đảm bảo độ bền mỏi của xích:

ka=0,8 Hệ số kể đến ảnh hưởng khoảng cách và chiều dài xích

kdc=1 Vị trí trục được điều chỉnh trong các đĩa xích

Theo bảng 5.5[TTTK I] tr81 (với điều kiên Pt =17,82 ≤ [P] ; n01 = 200 (vg/ph))

Với n01=200 (vg ph) Chọn bộ truyền xích có bước xích p=31,75

Đường kính chốt động cơ dc = 9,55 mm

Chiều dài ống B =27,46 mm

Công suất cho phép 19,3

-Khoảng cách trục a= 30 p 30 31,75 952,5(  mm) (theo ct 5.11 tr84)

N V

kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích

kr=0,42 (dùng phép nội suy trang 87 )

kd: Hệ số kể đến tải trọng động ⇒ kd=1,2

Vậy chọn vật liệu đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn

HB210 và có H 600MPA ( bảng 5.11 trang 86)

Tương tự với H2(Với kr = 0,2)

50,2.(4311,6.1,2 4,33).2,1.10

H

=> Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 2

=> Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

Vậy chọn vật liệu đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn

HB170 và có [σ H]=500 MPA ( theo bảng 5.11 trang 86)

2.5.xác định ứng suất trên trục(lực tác dụng lên trục)

Vật liệu Thép 45 tôi cải thiện

Đĩa xích nhỏ HB=210Đĩa xích lớn HB=170Đường kính vòng chia đĩa

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG ) 3.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng cấp chậm :

Thông số đầu vào :

Trong đó :

-Chọn sơ bộ:

1 1

HB F

Theo công thức 6.3 và 6.4 tr93 ta có:

00

N

NHE N

*Ứng suất tiếp cho phép :

NHE3 > NHO3 do đó KHL3 = 1 suy ra NHE4 > NHO4 Do đó KHL4 =1

Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

Hlim

=

640.11,1 = 581,8 Mpa.

[ σH ]

4 =

0 4

Hlim

=

504.11,1 = 458,2 Mpa.

Với cấp chậm sử dụng răng thẳng( chú ý trang 95)

[ σH ]’= min([ σ H ]3 ; [ σ H ]4) = 458,2 Mpa

+ NH0 , NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

2,4 30.

0

6 4.10 0

Do vậy:

3 4

4

3

1, 45 0,66( ) [ ) ( ) ].389,04.11000[ 0, 66 ].389, 04.11000

ch4 340( giới hạn chảy của bánh răng bị động)

3.1.2.2 : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

( theo công thức 6.13 trang 95) do bánh răng tôi cải thiện, thường hóa

ta có Bánh răng bị động Hmax 2,8ch4 2,8.340 925  MPa

Bánh răng chủ động Hmax 2,8ch3 2,8.580 1624 MPa

3.1.2.3 : Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

(theo công thức 6.14 trang 96)

2 1



Trong đó :

ψba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψba =0,3

theo bảng 6.6 tài liệu [1]

T2 =151213,24 là mô men xoắn trên trục bánh chủ động.Nmm

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.( Răng thẳng tra bảng 6.5 lấy Ka = 49,5)

ψbd = 0,53 ψba (U

3+1) = 0,53.0,3.(3,74+1) = 0,75 ( công thức 6.16 trang 97)Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH β = 1,08

Do là bộ truyền bánh răng trụ thẳng nên ta có β=0, theo công thức 6.18 ta có : số

răng của bánh răng nhỏ ( công thức 6.19 trang 99) 3

29,25 ( 1) 3.(3,74 1)

a c Z

Theo công thức 6.21 trang 99 Xác định lại khoảng cách trục :

0,5.(30 109) 0,53

m y

Theo bảng 6.11 tài liệu [1] ta xác định được:

•Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

4 4

13.1091

(2,5 2 327 (2,5 2.0,403).3 321,9( ) 4

os 87 os20 81,75( ) 3

os 327 os20 307,3( ) 4

Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có

w

Z m a



Góc ăn khớp=w 21 5o ,

*Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

sin(2 w ) sin(2.21 ')

o c b

Do bánh trụ răng thẳng nên = b=0o=b=0o =b=0o

•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng

Tra bảng 6.15 cóδH=0,004 do dạng răng thẳng vát đầu răng

go=56 trị số của hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng( cấp chính xác 8)bảng 6.16

Suy ra :VH=0,004.56.1,8

2103,74 =3,02

KHV=1+

w w3 2

*Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn

3 3

-T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động N.mm

-M là mô đun pháp

-bw là chiều rộng vành răng,mm

-dw3 là đường kính vòng lăn bánh răng chủ động,mm

-yε=1/εα=1/1,74=0,57 hệ số kể đến sự trùng khớp bánh răng

-yβ=1 là hệ số kể đến độ nghiêng bánh răng ( bánh răng thẳng β=0)

-yF3 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 phụ thuộc vào số răng tương đương ( Zv3=z3/cos3β;Zv4=Z4/cos3β) và( hệ số dịch chỉnh bánh răng theo bảng 6.9) tra trong bảng 6.18 YF3=3,54 ;YF4=3,52

Trong đó :Theo công thức 6.45 K F K K K F F Fv 1.1,17.1,08 1, 26

-Với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

8,3.63.88,6

F w w Fv

F F

v b d K

go=56 trị số của hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng ( theo cấp chính xác là 8)

Suy ra :VF=0,011.56.1,8

2103,74 =8,3

Vậy độ bền uốn cho răng

*Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải động cơ Kqt  Tm T ax 1,45 

Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh : thông số đầu vào :

-Chọn sơ bộ:

1 1

HB F

N

NHE N

+ mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc.Do bánh răng có HB <350

 mH =6 và mF =6

* Ứng suất tiếp cho phép :

NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1 và NHE2 > NHO2 Do đó KHL2 =1

Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

Hlim

=

640.11,1 = 581,8 Mpa.

[ σH ]

2 =

0 2

Hlim

=

504.11,1 = 458,2 Mpa.

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng( chú ý trang 95)

[ σH ]” = [ σH]1+[ 2 σH]2 = 581,8 458, 22 = 520 Mpa.

+ NH0 , NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

2,4 30.

0

6 4.10 0

1 2

4

3

1, 45 0, 66( ) [ ) ( ) ].1455.11000[ 0, 66 ].1455.11000

2

1

9.10

2, 4.103,74

Theo bảng 6.1 ta có ch1580( giới hạn chảy của bánh răng chủ động)

ch2 340( giới hạn chảy của bánh răng bị động)

*Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải ( theo công thức 6.13 trang 95) do bánh răng tôi cải thiện, thường hóa

ta có : Bánh răng bị động Hmax 2,8ch2 2,8.340 925  MPa

Bánh răng chủ động Hmax 2,8ch1 2,8.580 1624 MPa

*Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (theo công thức 6.14 trang 96)

2 1



 Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên a w1 a w2 210 mm

ψba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψba =0,3

theo bảng 6.6 tài liệu [1]

T1 =41875,6 là mô men xoắn trên trục bánh chủ động.Nmm

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.( Răng nghiêng tra bảng 6.5 lấy Ka = 43)

ψbd = 0,53 ψba (U

1+1) = 0,53.0,3.(3,74 +1) = 0,75Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH β = 1,05

Theo công thức 6.20 Z2=U.Z1=3,74.29=108,46 chọn Z2=109

Tính lại góc nghiêng β theo công thức 6.32 trang 103

cos β= w

.2

(2,5 2 331,63 (2,5 2.0,5).3 327,13( ) 2

, 2

3535

os 88,23 os9 87( ) 1

os 331,63 os9 326,97( ) 2

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

*Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

1

2

2.41875,6.1,57.(3, 74 1)274.1,73.0,87 239, 4

63.3, 74.88, 6

2

sin(2 w ) sin(2.20 ')

o c b

Do bánh trụ răng nghiêng nên = b=9o35,=b=0o =b=0o

•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng





Với chiều rộng bánh răng bw=ba.aw  0,3.210=63

Hệ số trùng khớp của răng theo công thức 6.36a (trang 105)

Tra bảng 6.15 có δH=0,002 do dạng răng nghiêng

go=56 trị số của hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng( cấp chính xác 8)bảng 6.16

Suy ra :VH=0,002.56.6,75

2103,74 =5,66

KHV=1+

w w1 1

*Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

=0,93 là hệ số kể đến độ nghiêng bánh răng ( bánh răng nghiêng β=9o35,)

 yF1 , yF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 phụ thuộc vào số răng tương đương

( Zv1=z1/cos3β;Zv2=Z2/cos3β) và( hệ số dịch chỉnh bánh răng theo bảng 6.9) tra trong bảng 6.18 YF1=3,7 ;YF2=3,6

Trong đó :Theo công thức 6.45 K F K K K F F Fv 1,13.1,12.1,3 1,65

-Với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành đai khi tính

về uốn tra bảng 6.7 có KFβ=1,12

-KFα=1,13 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn ( bánh răng nghiêng tra bảng 6.14 cấp chính xác 8 tr107)

Mà theo công thức 6.46 :

1 1

5,66.63.88,6

F w w Fv

F F

v b d K

go=56 trị số của hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Suy ra :VF=0,002.56.6,75

2103,74 =5,66

Vậy độ bền uốn cho răng

*Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải động cơ Kqt  Tm T ax 1,45 

Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN

Thông số thiết kế: Momen xoắn trên các trục:

 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

 i=0 và 1 :các tiết diện trục lắp ổ

 i=2.s : với s là số chi tiết quay

 lk1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

 lmki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 lcki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc

trên gối đỡ

 bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

4.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Với trục chịu trong tải trung bình thường sử dụng Thép 45 có b 600MPa, ứng suất xoắncho phép   15 30MPa