Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu: “Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có nhiều phần chưa nắm vững nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không tránh khỏi những sai sót. Vì vậy, em rất mong nhận được những đóng góp của thầy, để giúp em có thể hoàn thiện được vốn kiến thức cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng vào công việc cụ thể trong sản xuất.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CNGTVT

KHOA CƠ KHÍ CỘNG HOÀ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAMĐộc lập - Tự do - Hạnh phúc

-ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI NHƯ SƠ ĐỒ SAU:

ĐỀ SỐ: 38PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ:

Sinh viên thực hiện: Bùi Mạnh Long

Lớp: 71DCOT21Ngày giao:

Giáo viên hướng dẫn: YÊN VĂN THỰC

Chế độ làm việc: mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 300 ngày,tải trọng va đập nhẹ

Nhiệm vụ thiết kế:

Bảng các thông số:

Phương án

Lực vòng trên băng tải (N)

Vận tốc băng tải (m/s)

Đường kínhbăng tải D (mm)

Thời gian phục vụ (năm)

Sai số vận tốc cho phép(%)

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ

Với yêu cầu làm việc của hệ thống, ta chọn loại động cơ điện xoay chiều không

đồng bộ ba pha có rôto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ

bão quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần

biến đổi dòng điện, hiệu suất và công suất phù hợp với sự làm việc của hệ thống

Ta tiến hành chọn sơ bộ động cơ theo ba chỉ tiêu cơ bản:

- Giá thành rẻ

- Kích thước nhỏ gọn

- Thỏa mãn các yêu cầu về công suất, mô men và tỏa nhiệt

1 Các thông số cho trước

Lực vòng trên băng tải: F = 4700 N

Vận tốc băng tải : v = 1,15 m/s

Đường kính băng tải : D = 400 mm

Thời gian phục vụ : 4 năm

Trong đó:  - hiệu suất toàn bộ của hệ thống

b Vòng quay sơ bộ

Tỉ số truyền toàn bộ:

u t=u d u brt u brc = 2.3.2= 12

u brt là tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp

Số vòng quay của trục máy công tác:

n lv=60000 v

π D = 60000.1,15400 π =54,9 (vòng/phút)Vòng quay sơ bộ:

Vận tốc quay v/p

II Phân phối tỷ số truyền

1 Tỷ số truyền của các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc

toàn bộ hệ thống:

2 Tính toán tốc độ quay của các trục

Trục III : n III=n II

n brt=

147,7 2,66 =55,5 ( vòng/phút)

Trục IV : n IV=n III

n kn

= 55,5

1 =55,5 ( vòng/phút)

3 Tính công suất trên các trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

4 Tính mômen xoắn trên các trục

1 Chọn đai với phù hợp với khả năng làm việc

Với chế độ làm việc của bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2 ca tương đương với 8h Cho nên đai phải chọn có độ bền cao, thêm vào đó phải đảm bảo yêu cầu về mặt kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên ta lựachọn loại đai vải cao su

2 Chọn tiết diện đai

Từ bảng chọn động cơ bên trên Ta có :

u= 2

n= 730 v/p

Dựa vào hình Ta chọn được tiết diện đai hình thang, với tiết diện đai B

Đường kính bánh đai nhỏ (mm)

Chiều dài giới hạn l,(mm)

3 Xác định các thông số của đai

Theo bảng 4.13 bên trên Ta chọn được:

Với ε=0,01−0,02 : hệ số trượt Theo bảng 4.26 (tr67) Ta chọn được chiều dài đai tiêu chuẩn:

 Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s

Đổi L=1400mm =1,4 m

i= v L =6,111,4 =4,36 (m/s) < 10 (m/s)

 Tính khoảng cách trục a thực tế theo chiều dài tiêu chuẩn L= 1400mm

K đ - hệ số tải trọng động

[P0]− ¿công suất cho phép kW

C ∝− ¿hệ số kể đến ảnh hưởng cảu góc ôm ∝ l

trọng cho các dây đai

việc 2ca mỗi ca 4h; và theo bảng4.7 (tr55) Ta chọn được:

p2=p12+(d−d1). p22−p21

d2−d1 =2,25+(160−125)

3,38−2,25 180−125 =2,97

[P0]=p1+(v−v1). p2−p1

v2−v1=1,85+(6,11−5 ).

2,97−3,54 10−5 =2,1

5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

F v=q m v2 =0,178 6,11 2 =6,645( N )

6 Các thông số của bộ truyền đai

THÔNG SỐ KÍ HIỆU GIÁ TRỊ

Tiết diện đai A (mm2¿ 138 mm2

PHẦN III: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

1 Chọn vật liệu cho bánh răng

Với hộp giảm tốc cấp 2 cùng đặc tính làm việc va đập nhẹ và quan điểm đồng nhấttrong thiết kế Nên ta chọn vật liệu nhóm I đồng thời để tăng tính khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị

mm) Chọn HB=250

σ b 1=850 MPa ;σch1=580 MPa

 Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện HB = 192 240 (kích thước S≤

100 mm) Chọn HB=240

σ b 2=750 MPa; σch 2=450 MPa

2 Phân phối tỉ số truyền u h=6,6

Với cặp bánh răng côn ( cấp chậm) và bánh răng trụ ( chậm) Theo (3.15-tr45), ta có:

λ K C K3=13,2.1,153=20,07

 u2=u h

u1=

6,6 2,3=2,86

làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

là ứng suất tiếp xúc cho phép

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

4 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a Xác định chiều dài côn ngoài

Theo công thức 6.52a-tr112 Ta có:

R e=K R .√u2+1 √3 T l K Hβ

¿ ¿ ¿

truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép)

răng bánh răng côn

T l- momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

m te= m tm 1−0,5 K be=

1,42 1−0,5.0,25 =1,62 mm

- Theo bảng6.8-tr99 Ta chọn được trị số tiêu chuẩn

Đường kính trung bình của bánh răng nhỏ:

Trong đó: Z M- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

K Hβ- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành đai

khớp

[σ¿¿F ]¿- ứng suất uốn cho phép (MPa)

K F=K Fβ K Fα K Fv=1,115.1.0,19=0,21185

z vn1= z1

cos δ1=

34 cos23033 ' 8 } =37,0¿

z vn2= z2

cos δ2=

78 cos66 0 26'51} =195, ¿

Thay các giá trị vào CT Ta có:

Như vậy điều kiện bền uốn được bảo đảm

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48-tr110 Ta có:

K qt=T max

T =2,2

T- momen xoắn danh nghĩa

Theo các công thức trong bảng 6.19 Ta có:

5 Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng thẳng

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w=K a(u+ 1)√3 T l K Hβ

¿ ¿ ¿ ¿

[σ¿¿H ]−¿ ¿ ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)

- Ta có bánh răng là bánh răng thẳng nên β=0. Số răng bánh răng nhỏ:

z1= 2 a w

m(u+1)=

2.196 2,5 (2,86 +1)=40,6

K Hβ- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

 K H=K Hβ K Hα K Hv=1,01.1,13 2,26=2,58

Thay các thông số vào CT Ta có:

σ H=Z M Z H Z ε√2T l K H u m+1

b w u d wl2 ≤[σ H]

K F - hệ số tải trọng khi tính uốn

răng khi tính về uốn

K Fv- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn

thời ăn khớp khi tính về uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48-tr110 Ta có:

K qt=T max

T =2,2

T- momen xoắn danh nghĩa

Chiều rộng vành răng b w=115,5mm

1530 (MPA) lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn trục

ra theo kết quả:

T1=13300 , 4 Nmm

T2=315628 , 4 Nmm

T3=806622 , 2 Nmm

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa theo đường kính các trục sử dụng bảng 10.2-tr189 để chọn chiều rộng ổ lăn

Xác định chiều dài may ơ bánh đai, may ơ bánh xích, may ơ đĩa xích, may ơ bánh răng trụ

Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp Ta có:

∑Mx/0= 0 Fyđl12 – Fy11l11 + Fr11l13 – Fa11dm1/2 = 0

Fy11 = (Fyđl12 + Fr11l13 – Fa11.dm1/2)/l11 =

= (1736,2 49 + 198,8 77 – 86,6 44,625 /2)/45 = 2187,7 N

c Trục II

Theo bảng 16.10, Ft = 2Tct/Dt = 2 798569,2/180= 8873 N

Vậy từ các lực tính được ở trên ta xác định được Mx ; My và T

Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tdj tại các tiết diện nguy hiểm

M11(brc) =√M x 11(brc)2 +M2y 11(brc)=√9510,4 2

Mtđ11(brc) =√M 11(brc)2 +0,7 T12=√9510,42+0,75.964382 =84057.5 Nmm Tại chỗ lắp bánh đai 12

với [σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

d11 = √3 M tđ 11

0,1.[ơ ] =√3 217974,280,1.63 =32 mmĐường kính trục tại bánh răng côn 13 là:

d11(brc) = √3 M tđ 11(brc)

0,1.[ơ ] =√3 84057,50,1.63 =23.71 mmĐường kính trục tại bánh đai 12 là:

d12 = √3 M tđ 12

0,1.[ơ ] =√3 83517,750,1.63 =23.66 mmLấy theo tiêu chuẩn

d11(brc) = d12 = 30 mm

Tính cho trục II:

T =328763,41

Tính momen uốn và momen tương đương

Với dsb2 = 45 mm được [σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục] = 50 MPa Đường kính trục tại bánh răng côn 22 là:

d22 = √3 M tđ 21(brc )

0,1.[ơ ] =√3 398904,460,1.50 =43.04 mmĐường kính trục tại bánh răng trụ 23 là:

d23 = √3 M tđ 22(brt )

0,1 [ơ ] =√3 550989,390,1.50 =47,9 mmLấy theo tiêu chuẩn

Tính momen uốn và momen tương đương

Tại gối đỡ 31

Với dsb3 = 60 mm được [σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục] = 49 MPa

Đường kính trục tại gối đỡ 30 là:

d33 =

3

√M k¿

0,1.[ơ ]¿ =√3 912243.50,1.49 = 57 mmLấy theo tiêu chuẩn

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàntại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

s j = s σj s τj

√s σj2+s τj2 ≥[s ]

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

Với σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục-1 và τj: -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục-1 = 0,436σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τj: -1 = 0,58.σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục-1 = 0,58 261,6 = 157,728 MPa

σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcaj, σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

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

σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcmj = 0 σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcaj =σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcmaxj = W M j

j

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

τj: mj = τj: aj = τ max j2 = T j

2W 0 j

ψσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , ψτj: : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bềnmỏi, tra bảng 10.7 ta có ψσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục = 0,05 ψτj: = 0

Theo bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then:

Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phươngpháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 với phương pháp gia công là tiện

εσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục và ετj: : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trụcđến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10

Kσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcvà Kτj: : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị sso phụthuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất Tra bảng 10.12 được Kσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục= 1,76

MN.mm

Tỉ số Kσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục/εσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tỉ số Kτj: /ετj: Kσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trụcd Kτj: d Sσ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Sτj: SRãnh

then

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

3

2,03

3

2,03

3

2,09

3

2,09

8

2,64

4.5 Tính mối ghép then

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng Để đảm bảo tínhcông nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục Chọn kiểu lắp k6

Chọn then

Kiểm nghiệm then

Chọn mối ghép then bằng đầu tròn

Điều kiện bền dập và điều kiện cắt

σ d = d 2 T

¿ ¿ ¿ ≤ [σ d]

τ c = d 2 T

¿b ≤ [τ c] Trong đó:

d – đường kính trục (mm)

T – mô men xoắn trên trục (Nmm)

b, h, t – kích thước then, tra bảng 9.1, [I] (mm)

Tra bảng 9.1a, [I], ta có:

Vậy then tại khớp nối thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt

Tra bảng 9.1a, [I], ta có:

Vậy then tại bánh răng côn thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt

Vậy then tại bánh răng trụ thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

3 Tính then cho trục III

Tra bảng 9.1a, [I], ta có:

Vậy then tại bánh răng trụ thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt

Theo tình toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có:

- Chiều sâu rãnh than trên trục: t1 = 5,5 mm

Chương 5: TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Vì ổ lăn có nhiều ưu điểm như: mô men ma sát nhỏ, mô men mở máy nhỏ, chăm sóc và bôi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa và thay thế (ổ lăn là chi tiết được tiêu chuẩn) nên ổ lăn được dùng khá phổ biến

5.1 Tính ổ theo trục 1

5.1.1 Chọn loại ổ lắn

Ta chọn loại ổ bi đỡ chặn cho các gối đỡ 0 và 1

Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình

5.1.2 Chọn kích thước ổ lăn

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

a Chọn theo khả năng tải động

*Ta tính khi đảo chiều F k

* Chọn loại ổ

Do trục1 lắp bánh răng côn: nên trục cần thẳng không được nghiêng vì nếu không

sẽ lam lệch đỉnh côn chia => không ăn khớp được

Để tăng cường độ cứng vũng cho bánh răng côn ta chọn ổ bi đỡ chặn

+>Q: Là tải trọng quy ước;

+>L: Là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay;

+>m: Là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ đũa: m=10/3

+>V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

r1 F s1

F

1 a

F

= (0,4.1.1127 + 1,67.818,6).1,1.1 =1999,6(N)

Q1=(X1.V F r 1+Y1 F a 1) K t K d

= (1.1.2338 + 0).1,1.1 = 2571,8(N)

Tải trọng tương đương:

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

b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

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

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình

F r 20=√X32

+Y42

=√2253 2

Tải trọng tương đương:

⇒C d<C=40,0(kN )

b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Tuổi thọ : L = 60.n L h

106 =60 9600.47,3106 = 51,1Tải trọng động quy ước :

Tải trọng tương đương:

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

b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Với mô men xoán T =903112,106 Nmm =903,1 Nm ,  Tt=1354,65 Nm

theo bảng 16.10 chọn được kích thước khớp nối vòng đàn hồi

6.2 Tính toán kiểm nghiệm bền

Trong đó δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpad - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa

 δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpad = 2.1,5 903112,106 / 8.180.22.40 = 2.1 Mpa < cho phép nên thỏamãn bền dập

trong đó lo = l1 + l3 /2 và [δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpau] = 60…80 Mpa

lo = 47 + 40 /2 = 67

 δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpau = 1,5 903112,106 67 / 0,1.223 180.8 = 59.1 Mpa

Vậy điệu kiện bền uốn của chốt được đảm bảo chọn khớp nối vòng đànhồi có các thông số nêu trên đc chấp nhận

Chương 7: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ KIỂU LẮP

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC

Chiều

dày:

Thân hộp δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa= 0,03 aw + 3 = 0,03 160 +3 = 7,8

Chọn δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa = 8 mm

8Nắp hộp δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa1 δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa1 = 0,9 δd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su = 2…4 Mpa = 0,9.8 = 7,2 mm 8Gân

Với K2 =E2+R2+(3 →5) =37.8->39.8

K2=39 (mm)

35

39Mặt

Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200  300) 

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc

Theo bảng 18.3b , ta có trọng lượng hộp giảm tốc là : Q = 120 kG( nội suy ra)

Để nâng được trọng lượng này cần phải dùng bulông vòng có ren d = M10 khi đó

ta có các kích thước của bulông này là:

100 75 150 100 125 87 12 M8x22 4

7.2.4 Nút thông hơi.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp d, người ta dùng nút thông hơi, nó thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp

Kích thước của nút thông hơi:

M20x

2

7.2.6 Kiểm tra mức dầu:

Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra bằng thiết bị chỉ dầu.Dùng que thămdầu để kiểm tra

7.2.7 Bôi trơn cho hộp giảm tốc

a Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên tachọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.Với vận tốc vòng của bánh răng côn v =