Đồ án thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp khai triển răng nghiêng

LỜI NÓI ĐẦUĐồ án môn học thiết kế máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, cụthể ở đây là thiết kế hệ thống truyền động cho hệ thống băng tải, với hộp giảm tốc haicấp khai tri

5 Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục 11

B CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC 50

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học thiết kế máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, cụthể ở đây là thiết kế hệ thống truyền động cho hệ thống băng tải, với hộp giảm tốc haicấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng với yêu cầu về vận tốc, lực, cũng như cácđặc trưng về lắp ghép và chế tạo

Đồ án môn học thiết kế máy với công việc tính toán, thiết kế các chi tiết máytrong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kĩ năng tính toán, hiểu sâu hơn các kiến thức đãhọc về cơ khí, về chế tạo cũng như về lắp ghép

Nội dung công việc thực hiện là:

 Phân tích phương án - chọn động cơ điện - phân phối tỉ số truyền

 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài, ở đây là bộ truyền xích

 Tính toán, thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

 Tính toán thiết kế trục và then

 Tính chọn ổ lăn, ổ trượt trong hộp giảm tốc nối trục - mối ghép

 Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác

 Chọn dung sai lắp ghép

Đồ án môn học thiết kế máy là một tài liệu dùng để chế tạo các hệ thống dẫnđộng cơ khí, nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ thốngdẫn động băng tải do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế Bài làm củasinh viên được sự hướng dẫn rất nhiệt tình của giảng viên hướng dẫn, tuy nhiên trongquá trình làm còn gặp một số vấn đề sai sót mong người đọc có thể bỏ qua

LỜI CẢM ƠN

Trước hơn hết em xin cảm ơn PGS.TS Bùi Trọng Hiếu, người giảng viên nhiệthuyết và tận tình đã giúp đỡ em rất nhiều, kể từ khi bắt đầu môn học Đồ án Thiết kếnày em nhận được mở mang thêm nhiều kiến thức về cách tính toán và thiết kế về cácloại truyền động, máy móc, hiểu sâu về lĩnh vực khoa học kỹ thuật hơn Sau là em xincảm ơn đến các bạn trong lớp đã sẵn lòng giúp đỡ em trong các vấn đề khó khăn, chia

sẻ với em các tài liệu khoa học quý báo Việc hoàn thành bài cáo có công của tất cảmọi người, nhờ thầy tận tình giúp đỡ, nhờ bạn bè sẵn sàng hỗ trợ mà mới có được bàibào cáo này Do những bước đi đầu vào lĩnh vực nghiên cứu khoa học kỹ thuật nênnhững thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, nên em rất mong nhận được nhiều nhữngđóng góp ý kiến quý báo của thầy và các bạn cùng lớp để giúp em nâng tầm kiến thức

về khoa học kỹ thuật hơn

Em kính chúc các thầy cô trong khoa cũng như trong trường có sức khỏe dồidào, niềm tin để truyền đạt kiến thức cho thế hệ mai sau Và một lần nữa em xin cảm

ơn tất cả mọi người đã tận tình giúp em hoàn thành bài cáo này

1000 1000

Công suất của động cơ: PđcĐiều kiện: Pđc > PtđCông suất yêu cầu: Pyc = PtđCông suất tương đương:

Bộ truyền bánh răng trụ: ηbr = 0,97

Bộ truyền xích: ηx = 0,92Công suất yêu cầu của động cơ: td

Từ bảng P1.3 trang 238 [TL1], chọn động cơ4A132S8Y3với các chỉ

b Phân phối tỷ số truyền

Tra bảng 3.1 trang 43 [TL1] với uh 10, ta có u13,83 và u2 2,61

II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

kdc =1,1 (trục không điều chỉnh được)

kb = 1,5 (bôi trơn gián đoạn)

klv = 1,12 (làm việc 2 ca)

kđ = 1,5 (va đập nhẹ)

03 n 3

xc = 118 (mm)Tính lại khoảng cách trục:

Số lần va đập bản lề trong 1s của xích:

 

1 3 c

3 t

5 Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

a Xác định các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích:

c 1

k E.(F F )

0, 47

A k

k



Trong đó, kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích:

kr = 0,42 (với Z1 = 25)

kd = 1: hệ số tải trọng phân bố không đều

E = 2,15.105(MPa): modul đàn hồi

Fvđ: lực va đập trên m dãy xích

Fvđ = 13.10-7.n3.pc3.m = 13.10-7.72.38,13.1 = 5,18(N)

A: diện tích bản lề (mm2)

A = 395(mm2) (bảng 5.12 trang 87 [TL1])

Do đó:

5 H

c Xác định lực tác dụng lên trục

Fr = kx.Ft = 1,15.2878,39 = 3310,1(N)Với Fr: lực tác dụng lên trục (N)

kx: hệ số kể đến trọng lượng xích

kx = 1,15 (bộ truyền nằm ngang)

d Thông số và kích thước bộ truyền

III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Theo công thức 6.5 trang 93 [TL1]: NH0 30H2,4HB

N 4.10 (Vì chọn vật liệu là thép)Xác định hệ số tuổi thọ:

H0 mH HL

FE

m

k =

NmH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB < 350 nên mH = 6;mF = 6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 [TL1]:

3 i

Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c số lần ăn khớp trong 1 vòng quayTính bánh răng bị động:

m i

NHE1 > NHE2 >NHo1

NFE1 > NFE2 > NFo1Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 [TL1]

KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với

độ bền uốn

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều =>

KFC = 1

KHL; KFL Hệ số tuổi thọ

SH ; SFHệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sởKhi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1Vậy ta có:

.KS

432.K K 1.1 246,86 MPa

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

1 1 1 1

Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6.5 trang 96 [TL1] ta được  1 

a

K 43 Mpa

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 47352N.mm

H Ứng suất tiếp xúc cho phép H 513,64MPa

u Tỉ số truyền u = 3,83

w ba w

bψa

 bw là chiều rộng vành răng Hộp khai triển nênba

b Xác định các thông số ăn khớp

Theo 6.17 trang 97 [TL1] ta có m = (0,010,02).aw = 1,2 2,4Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 trang 99 [TL1] chọn m = 1,5mmChọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6.31 trang 103 [TL1]

Số bánh răng nhỏ:

   

w 1

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 trang 107 [TL1] có

KHα = 1,13Theo 6.42 trang 107 [TL1]

H w w1 HV

Do đó ZR = 0,95;

Với da < 700 mm, KxH = 1

Do đó [σH]’ = [σH] ZvZRKxH = 513,64.1.0,95.1 = 487,96 (MPa)

Ta có σH σ 'HVậy độ bền tiếp xúc được đảm bảo

d Kiểm nghiệm độ bền uốn

Theo công thức 6.43 trang 108 [TL1] ta có

Yβ Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ.KFα.KFvTrong đó:

Tra bảng 6.7 sơ đồ 3 trang 98 [TL1] với ψ bd=0,7245, ta có:

KFβ = 1,214Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 trang 107 [TL1]

KFα = 1,37Theo 6.42 trang 107 [TL1]

Trong đó,

Tra bảng 6.15 trang 107 [TL1] δF = 0,006Tra bảng 6.16 trang 107 [TL1] go = 73Theo 6.46 trang 109 [TL1] :

F w w1 Fv

F2 F2 F1

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6.48 và 6.49 trang 110 [TL1] với

max qt

σH max σH Kqt 468,3 1, 25 523,58(MPa) σH max 1260(MPa)

σF1max σ KF1 qt 121,39.1,25 151,74(MPa) σF1 max 464(MPa)

σF2 max σ KF2 qt 116,53.1,25 145,66(MPa) σF2 max 360(MPa)

Vậy khả năng quá tải được đảm bảo

f Thông số và kích thước bộ truyền

Kếtquả

ĐơnvịKhoảng cách trục

da1 = d1 + 2(1+x1-∆y).m

da2 = d2 + 2(1+x2-∆y).m

52,9193,1 mmĐường kính đáy

df1 = d1 - (2,5 - 2x1).m

df2 = d2 - (2,5 - 2x2).m

46,2186,4 mmĐường kính cơ sở db

db1 = d1cosα

db2 = d2cosα

46,9178,6 mmGóc nghiêng của

4 Tính toán cấp chậm

2 2 2 2

Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6.5 trang 96 [TL1] ta được  1 

a

K 43 Mpa

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 174237N.mm

H Ứng suất tiếp xúc cho phép H 513,64MPa

u Tỉ số truyền u = 2,61

w ba w

bψa

 bw là chiều rộng vành răng Hộp khai triển nênba

b Xác định các thông số ăn khớp

Theo 6.17 trang 97 [TL1] ta có m = (0,010,02).aw = 1,553,1Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 trang 99 [TL1] chọn m = 2,5mmChọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6.31 trang 103 [TL1]

Số bánh răng nhỏ:

   

w 3

2.a cos 2.155.cos10

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 trang 107 [TL1] có

KHα = 1,13Theo 6.42 trang 107 [TL1]

H w w3 HV

Với v = 0,85 < 5 m/s Zv = 1Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm

Do đó ZR = 0,95;

Với da < 700 mm, KxH = 1

Do đó [σH]’ = [σH] ZvZRKxH = 513,64.1.0,95.1 = 487,96 (MPa)

Ta có σH σ 'HVậy độ bền tiếp xúc được đảm bảo

d Kiểm nghiệm độ bền uốn

Theo công thức 6.43 trang 108 [TL1] ta có

Yβ Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ.KFα.KFvTrong đó:

Tra bảng 6.7 sơ đồ 5 trang 98 [TL1] với ψ bd=0,5415, ta có:

KFβ = 1,071Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 trang 107 [TL1]

KFα = 1,37Theo 6.42 trang 107 [TL1]

Trong đó,

Tra bảng 6.15 trang 107 [TL1] δF = 0,006Tra bảng 6.16 trang 107 [TL1] go = 73Theo 6.46 trang 109 [TL1] :

F w w3 Fv

F4 F4 F3

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6.48 và 6.49 trang 110 [TL1] với

max qt

σH max σH Kqt 468,3 1, 25 523,58(MPa) σH max 1260(MPa)

σF1max σ KF1 qt 121,39.1,25 151,74(MPa) σF1 max 464(MPa)

σF2 max σ KF2 qt 116,53.1,25 145,66(MPa) σF2 max 360(MPa)

Vậy khả năng quá tải được đảm bảo

e Thông số và kích thước bộ truyền

hiệu Công thức tính

Kếtquả

ĐơnvịKhoảng cách trục

dw3 = 2.aw/(u+1)

dw4 = dw3.u

86,4223,6 mmĐường kính đỉnh

da3 = d3 + 2(1+x3-∆y).m

da4 = d4 + 2(1+x4-∆y).m

91,4228,6 mmĐường kính đáy

df3 = d3 - (2,5 - 2x3).m

df4 = d4 - (2,5 - 2x4).m

85,2217,4 mmĐường kính cơ sở db

db3 = d3cosα

db4 = d4cosα

81,2210,1 mmGóc nghiêng của

RăngRăng

Hệ số trùng khớp

εHα   z tg1  a1 z tg2  a2 (z z ).tg2 1 tw/ (2 ) 1,721

IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

A THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu

Vật liệu chế tạo trục I là thép 45 có σb = 850 MPa

Vật liệu chế tạo trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 20 Mpa] = 12 20 Mpa

T momen xoắn, Nmm[τ] = 12 20 Mpa] ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ] = 12 20 Mpa] = 18 Mpa

3 1

3 2

3 3

3 Xác định các khoảng cách

Chiều rộng ổ lăn theo theo bảng 10.2 trang 189 [TL1]:

Trục Đường kính sơ bộ, mm Chiều rộng ổ lăn, mm

Để đảm bảo đủ chiều rộng bánh răng, chọn lm11 = 40 mmMayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22 = lm23 = (1,2 1,5).40 = 48 60 (mm)Chọn lm22 = lm23 = 55 mm

Mayơ bánh răng 4 và đĩa xích trên trục III

lm34 = lm3x = (1,2 1,5) 50 = 60 75 (mm)Chọn lm3x = 70 mm

Để đảm bảo đủ để lắp vòng chắn dầu chọn lm34 = 60 mmChiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10.3 trang 189 [TL1]:

Chọn k 1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp

Chọn k 2 = 5 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

Chọn k 3 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

Chọn h = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông

Xác định chiều dài giữa các ổ

 

2 t3 t 4

b Sơ đồ đặt lực

Biểu đồ moment trục I

Biểu đồ mômen trục II

Biểu đồ mômen trục III

5 Tính chính xác các đường kính các đoạn trục

Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức 10.17 trang 194 [TL1]

 

tdj 3 j

Md

TRỤC I Tra bảng 10.5 trang 195 [TL1]     67 MPa 

Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện 1-1 lắp bánh răng nghiêng 1, tiết diện 1-2 ổ lăn 10,tiết diện 1-3 lắp khớp nối là các tiết diện nguy hiểm

Tại tiết diện 1-1 chỗ lắp bánh răng 1:

3 11

TRỤC II Tra bảng 10.5 trang 195 [TL1]     50 MPa 

Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng 3 và tiết diện 2-2 lắp bánh răng nghiêng 2 là tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết diện 2-

1 đủ bền thì tiết diện 2-2 cũng đủ bền

Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 3:

3 21

d20 = d23 = 30 (mm)

TRỤC III Tra bảng 10.5 trang 195 [TL1]     50 MPa 

Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện 3-0 lắp đĩa xích, tiết diện 3-1 lắp ổ lăn 31 và tiết diện 3-2 lắp bánh răng nghiêng 4 là các tiết diện nguy hiểm

Tại tiết diện 3-0 lắp đĩa xích:

3 30

Theo bảng 9.5 trang 178 [TL1], với tải trọng va đập nhẹ ta

có [d] = 100 MPa[c] Ứng suất cắt cho phép

7 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19 trang 195 [TL1]

sσj Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

1 j

Với thép 45 có b = 850 MPa, có

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.850 = 370,6 MPaτ] = 12 20 Mpa-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.370,6 = 214,9 MpaVới thép 45 có b = 600 MPa, có

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPaτ] = 12 20 Mpa-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 157,7 Mpa

σaj, σmjBiên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện jτ] = 12 20 Mpaaj, τ] = 12 20 Mpamj Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do

đó aj tính theo công thức 10.22 trang 196 [TL1]

σ = 0 σ = σ = Mj

ψσ , ψτ] = 12 20 Mpa Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ

bền mỏi, tra bảng 10.7 trang 197 [TL1], với

b = 850 MPa  = 0,1  = 0,05

b = 600 MPa  = 0,05  = 0Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

TRỤC I Mặt cắt 1-1 lắp bánh răng nghiêng 1, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-3 lắp khớp nối

Các hệ số Kdj , Kdjđối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10.25 và 10.26 trang 197 [TL1]

Các hệ số Kdj , Kdjđối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10.25 và 10.26 trang 197 [TL1]

x dj

Kx Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Các trục được gia

công trên máy tiện Các tiết diện nguy hiểm đạt Ra=2,5 0,63 μm, theo bảng 10.8 trang 197 [TL1] Kx=1,06

Ky Hệ số tăng bền bề mặt, theo bảng 10.9 trang 197 [TL1] Ky=1 do

không dùng phương pháp tăng bền bề mặt

εHσ, εHτ] = 12 20 Mpa Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục

đến giới hạn mỏi, theo bảng 10.10 trang 198 [TL1] tìm được εHσ, εHτ] = 12 20 Mpa

Kσ, Kτ] = 12 20 Mpa Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, theo bảng

Tiết

diện

Đường kínhtrục (mm)

b x h(mm)

t1(mm)

W(mm3)

Wo(mm3)

a(MPa)

a(MPa)

1-2 20 - 2,54 - 1,92 2,6 1,98 5 7,01 4,07

-2-1 34 2,03 2,06 1,93 1,64 2,09 1,99 2,59 5,32 2,333-2 48 2,12 2,06 2 1,64 2,18 2,06 5,28 7,1 4,24

B CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC

1 Ổ lăn cho trục I

a Chọn loại ổ lăn

Do có lực dọc trục Fa nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn cho các gối đỡ của trục I

Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường 0 và có độ đảo hướng tâm 20μm, giá thành tương đối 1

Khi chiều của Fk ngược lại (để xác định ổ lăn)

at r0 at r1

Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, suy ra từ công thức 11.2 trang 211 [TL1] ta có:

Xác định tải trọng động quy ước QE

Theo công thức 11.3 trang 212 [TL1] :

Q (X.V.F Y.F )K KTrong đó:

Fr, Fa Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN)

V Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

Nên Fa1 = Fs1 = 502,4 (N)Tính tỉ số:

a 0 r0

F 1037,6

1,0635 eV.F 1.975,6 a1

r1

0,68 eV.F 1.738,8 Tra bảng 11.4 trang 214 [TL1], có:

C 1274,4.864 12137,9 N 12,14(kN)

Cd < C = 12,3 (kN)

Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 36204 thỏa mãn khả năng tải động

d Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Theo công thức 11.18 trang 221 [TL1] : Qt ≤ C0

Tra bảng 11.6 trang 221 [TL1], với ổ bi đỡ - chặn: X0 = 0,5 ; Y0 = 0,37

Theo công thức 11.19 trang 121 [TL1] ta có:

Với ổ lăn 10 ta có :