ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYĐỀ TÀI: Thiết kế Hộp giảm tốc 2 cấp dạng khai triểnHọc viên: Nguyễn Ngọc Minh AnLớp: VT21MSSV: 2151070052Giảng viên hướng dẫn: ThS... Trường Đại học Giao thông
Phân phối tỉ số truyền
2.1 Tỉ số truyền u ch = n dc n ct = 968
2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động
Xét tỉ số truyền chung u ch = n dc n ct = 968
Trong hộp giảm tốc u h =u nh u ch =u 1 u 2
Do hộp giảm tốc sử dụng BR trụ với sơ đồ khai triển nên thuận lợi cho việc bôi trơn cho các bộ phận truyền bánh răng trong HGT bằng phương pháp ngâm dầu:
Chọn u ng = ¿ 2 theo tiêu chuẩn
Tỉ số truyền chung tính toán: u t =u ng ∗u h = 2∗4,21∗5,46= 45,97
2.3 Xác định công suất,moment và số vòng quay trên các trục :
Phân phối công suất trên các trục:
Pđctt = P η 1 k = 7,24 1 = 7,24 (kw) Tính toán số vòng quay trên các trục n1= nđc = 968 (vòng/phút) n2= n u 1
2 !,06 (vòng/phút) Tính toán momen xoắn trên các trục
1 = 9,55.10 6 7,24 968 = 71427,7 (Nmm) Động Cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Tỉ Số Truyền u Udc= 1 U1= 5,46 U2= 4,21 Ux= 2
Chọn loại xích
Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: P3=6,88 (kW), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 42,11 (vòng/phút).
Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn
Thông số bộ truyền
Theo bảng 5.4 Tài liệu (1), với u=2, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1', do đó số răng đĩa xích lớn z2=z1.ux = 27.2 = 54 < zmax0. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:
Theo công thức (5.3) tài liệu (1), công suất tính toán: pt=p3.k.kz.kn
Trong đó : với Z1', kz = 25 27 =0,9; với n01 0(v/p), kn= n n 01
42 = 4,76 Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu (1) :
K=ko.ka.kđc.kđ.kc.kpt=1.1.1.1.1.1=1 Với :
Góc nghiêng của đường nối 2 trục ψ0 0 ≤ 60 0 , chọn h/s xét đến cách bố trí tỉ số truyền ko=1
Chọn khoảng cách a@p nên hệ số xét đến chiều dài xích ka=1
Dẫn động là động cơ điện và bộ truyền làm việc êm, hệ số tải động kđ=1
Chọn hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích kdc =1 (trục có khả năng điều chỉnh độ căng một trong các đĩa xích)
Bôi trơn định kì cho xích, chọn hệ số đk bôi trơn kbt=1
Chọn bộ truyền 1 dãy xích, hệ số xét đến số dãy xích kx=1
Theo bảng 5.5 tài liệu (1), với n01 0(vòng/phút), chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p= 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn:
Đồng thời theo bảng (5.8) bước xích p= 38,1 mm có n th P0 v / ph
Khoảng cách trục a @Pc@.38,1 24 mm.
Theo công thức (5.12) tài liệu (1) số mắt xích.
2 π ) 2 P a c = 2.1524 38,1 + 27+54 2 +¿ 1524 38,1 = 120,96Lấy số mắt xích chẵn X= 121 ,tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (1). a =0,25.Pc [Xc - Z 1 +Z 2 2 + √ ¿¿ ]
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng:
Số lần va đập của xích: theo (5.14) tài liệu (1): i= 15× X Z 1 ×n 1 c = 15× 27 × 121 42 =0,62 ≤ [i](bảng(5.9) tài liệu (1))Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1 giây đạt yêu cầu
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
-Theo bảng 5.2 tài liệu (1),tải trọng phá hỏng Q = 127000N,khối lượng một mét xích q = 5,5kg
-Kđ =1,2 (Tải trọng va đập nhẹ )
-Lực căng do lực li tâm: Fv = q.v 2 = 5,5.0,72 2 = 2,85 (N).
-Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
(với kf = 4, khi bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc [S],vậy xích đảm bảo đủ bền.
Xác định thông số đĩa xích
* Đường kính đĩa xích: Theo công thức 5.17 tài liệu (1), và bảng 14.4b:
* Đường kính vòng chân đĩa:
Với bán kính đáy r =0,5025 d 1+0,05= 0,5025.22,23+0,05= 11,22 và d 1= 22,23 (mm), bảng 5.2 sách (1).
*Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (1):
K r =0,48 :Hệ số ảnh hưởng số răng xích (với Z1').
Kđ =1:Hệ số tải trọng động (đk làm việc êm) kd = 1: Hệ số phân bố không đều cho các dãy (xích một dãy)
Fvđ1.10 -7 n3.P 3 m.10 -7 42.38,1 3 1= 3,02: Lực va đập trên m dãy xích.
A= 395 mm 2 : Diện tích của bản lề (Bảng 5.12 sách(1)) σ H 1 =0,47.√ k r ( F t K đ + F vđ ) E A k d
⇒ σ H 1 = 734,05 MPa ≤ [ σ H ]= 800 MPa Do đó ta dùng Thép 45 tôi, ram có độ cứng HRC= 45 sẽ đạt ứng suất tiếp cho phép [ σ ] = 800 MPa. Đảm bảo độ bền cho đĩa 1
*Xác định lực tác dụng lên trục:
Với kx=1,15 Hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng một góc < 40 o
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
- Thời gian phục vụ: L= 5 năm.
- Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca.
- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Số vòng quay trục dẫn : n1 = 968 (vòng/phút).
Momen xoắn T trên trục dẫn : T1 = 71424,7 Nmm.
- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Số vòng quay trục dẫn : n2 = 177,3 (vòng/phút).
Momen xoắn T trên trục dẫn : T2 = 380276,4 Nmm.
Bộ truyền cấp nhanh
Do bộ truyền có tải trọng trung bình,không có yêu gì đặc biệt.Theo bảng 6.1 tài liệu (1) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau :
Bánh chủ động :thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241-285 có σ b 10MPa, σ ch1X0 MPa.
Bánh bị động : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192-240 có σ b 2u0MPa, σ ch 2E0 MPa.
1.2 Xác định ứng suất cho phép :
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180-350 σ Hlim1 o = 2 HB +70 ;S H =1,1 ;σ Flim1 o =1,8 HB; S F =1,75
Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1$5, độ rắn bánh nhỏ HB2#0, khi đó σ Hlim1 o = 2 HB +70=2.245+ 70V0 MPa;σ o Flim1 =1,8.245D1 MPa σ Hlim1 o = 2 HB +70=2.230+ 70S0 MPa;σ o Flim1 =1,8.230A4 MPa
Theo bảng 6.5 NHO0 HB 1 2,4, do đó
) 3 ni.ti với c: số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
Số vòng quay bánh nhỏ n1= 968 (v/ph), bánh lớn n2= 177,3 (v/ph)
Ta thấy N HE 1 > N HO1 ; N HE2 > N HO2 do đó ta chọn K HL1 = K HL2 =1
Ta tính được σ Hlim1 o = σ o Hlim1 K HL1 V0 MPa σ Hlim2 o = σ o Hlim2 K HL2 S0 MPa
S H2 S0 1 1,1 H1,82 MPa ¿ Với bánh răng trụ răng thẳng ta có:
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
* Ứng suất uốn cho phép
Sơ bộ ta có: [σ ¿¿ F ]=σ Flim 0 K FC K FL
S F ¿ σ Flim 0 : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở σ Flim1 0 D1 MPa σ Flim2 0 A4 MPa
S F : hệ số an toàn khi tính về uốn S F1 = S F2 =1,75
K FL : hệ số tuổi thọ
FO : số chu kì cơ sở uốn N FO = 4.10 6 m F : bậc của đường cong mỗi khi thử về tiếp xúc với vật liệu HB N FO ; N FE2 > N FO do đó ta chọn K FL1 = K FL2 =1
Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn K FC =1
Vậy ứng suất cho phép:
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức (6.15a ) tài liệu (1) ta có : a w 1 = K a (u 2 +1) 1 √ 3 [ σ T H 1 ] 2 K u 1 Hβ ψ ba
Với Ka= 49,5 : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng ( Bảng 6.5 tài liệu (1)).
T1= 71424,7 Nmm : Momen xoắn trên trục bánh chủ động. ψ ba = 0,3 ψ bd =( u 1 +1) ψ ba
K Hβ =1,15 : Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.với ψ bd = 0,969 tra bảng 6.7 tài liệu (1). a w 1 C.(5,46 + 1) 1 √ 3 71424,7 1,15
1.4 Xác định các thông số ăn khớp: mn=(0,01 ÷ 0,02 ¿ a w1 = 1,7 ÷ 3,4(mm), Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (1) chọn mn 2,5(mm)
Số răng bánh lớn: z 2 =5,46.214,66, lấy z 2 5 (răng)
Chọn a w 1 2mm Ở đây ta phải tiến hành thêm quá trình dịch bánh răng để tăng khoảng cách trục từ a w 1 =¿ 171,25mm lên a w 1 =¿172mm mà vẫn đảm bảo quá trình ăn khớp
* Hệ số dịch tâm y= a m −0,5( z 1 + z 2 ) = 172 2,5 −0,5 ( 22+115 ) =0,3 Theo công thức 6.23 k y = 1000 y z 1 + z 2 = 1000.0,3
Hệ số giảm đỉnh răng x t = y+ Δ y =0,3 +0,005=0,305
Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 x 1 =0,5 [ x t ( z 2 −z z t 1 ) y ] =0,5 [ 0,305 ( 115−22 22+115 ) 0,3 ] =0,03
⇒ x 2 =x t − x 1 =0,275 Góc ăn khớp cos α tw = z t m cos α
1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (1)ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = Z M Z d H Z ε w 1 √ 2 T 1 K b H w (U u m +1)
ZM'4 MPa 1/3 : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (1)).
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (1)
Z Z H=√ 2.cos sin 2 α β tw b = √ sin 2.1 (2.21) =1,73 ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z ε = √ 4 −ε 3 a = √ 4−1,71 3 =0,868 ε a =1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) =1,88−3,22 ( 22 1 + 115 1 ) =1,71 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1= 2 u+ aw1 1 = 5,46+1 2.172 = 53.25(mm) u m = 115
Theo bảng 6.13 tài liệu (1) dung cấp chính xác 9 ta chọn K Hα =1,13.
Theo ct(6.42) tài liệu (1),ta có:
VH = δ H g0.v.√ a w /u m =0,004.73.2,65.√ 172/ 5,23 = 4,44 với δ H =0,004:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (1)). g 0s: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2( bảng 6.16 tài liệu(1)).
*Theo (6.1) với v =2,65(m/s) < 5(m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5 μ m do đó ZR=0,95; Với vòng đỉnh bánh răng da < 400mm, KxH =1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (1): [ σ H ¿'=[ σ H ¿ ZV.ZR.KxH = 481,82.1.0,95.1= 457,729 MPa (2)
Như vậy từ (1) và (2) ta có: σ H < [ σ H ¿ , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Điều kiện bền uốn σ F = 2 T 2 Y F1 b F t K F Y ε Y β w d w 1.m n ≤ ¿] Theo 6.16 ψ bd =0,53.ψ ba (u+1)=0,53.0,3(5,23+1)=0,99
Với vận tốc v = 2,95 m/s, cáp chính xác 8, tra bảng 6.14/107[1], ta có K Fα = 1,27
Theo công thức (6.15a ) tài liệu (1) ta có : δ F =0,011 g 0 V
Hệ số xét tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K F = K Fβ K Fα K Fv =1,32.1,27.1,105 =1,85 Với Z1 = 22, Z2 = 115, x1 = 0,03, x2 = 0,275, theo bảng 6.18 ta có YF1 = 4, YF2 = 3,55
Hệ số kể đến trùng khớp của răng:
1,71 = 0,58 Với bánh răng thẳng ta có Y β =1
Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
Y R : Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y R =1
Y xF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng Y xF =1
Y S : Hệ số xét đến độ nhậ của vật liệu Y S =1,08− 0,095 ln (m)=1,08−0,095 ln ( 2,5)=1,016
1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1,4
Theo(6.48) tài liệu (1) ứng suất tiếp quá tải : σ Hmax =[ σ H ¿ √ K qt C0,95.√ 1,4 = 509,9 MPa < [σ ¿¿ H ] max ¿
Theo bảng(6.49) tài liệu (1): σ F1max = σ F 1.Kqt √ 1,4 = 107,67 < [ σ ¿¿ F 1] max ¿ σ F2 max = σ F2.Kqt 2,5.√ 1 , 4 = 121,28 < [ σ ¿¿ F 2] max ¿
1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền
Số răng bánh răng Z1 " ; Z2 = 115 Đường kính vòng chia d1S ; d2)1 Đường kính đỉnh răng da1= d 1 +2 m X ; da2= d 2 +2 m )6 Đường kính đáy răng d = d −2.5 m= ¿ 46.75 df2= d 2 −2.5 m = 284.75
Bộ truyền cáp chậm
Bánh nhỏ :thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241-285 có σ b 10MPa, σ ch1X0 MPa. Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192-240 có σ b 2u0MPa, σ ch2E0 MPa.
2.2 Xác định ứng suất cho phép
Sơ bộ ta có: [σ ¿¿ H ]=σ 0 Hlim K HL
S H ¿ σ Hlim 0 : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Lấy độ rắn răng nhỏ HB3&0, bánh lớn HB4$5
Ta có: σ Hlim3 o =2 HB 3 + 70=2.260 + 70Y0 MPa σ Hlim4 o =2 HB 4 +70=2.245 + 70V0 MPa
SH: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH3=SH4=1,1
KHL: Hệ số tuổi thọ
NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo bảng 6.5 NHO0.HB 2,4 , do đó
Số chu kì ứng suất tương đương: NHE`c∑ ( T T i max )
Với c: số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
Số vòng quay bánh nhỏ n2= 177 (v/ph), bánh lớn n3= 42 (v/ph)
Ta thấy N HE 3 > N HO3 ; N HE 4 > N HO4 do đó ta chọn K HL3 =K HL4 =1
Ta tính được σ Hlim3 =σ o Hlim3 K HL3 Y0 MPa σ Hlim 4 =σ Hlim o 4 K HL4 V0 MPa
S H 4 V0 1 1,1 P9,09 MPa ¿ Với bánh răng trụ nghiêng ta có:
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
* Ứng suất uốn cho phép
Sơ bộ ta có: [σ ¿¿ F ]=σ Flim 0 K FC K FL
S F ¿ σ Flim 0 : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở σ Flim3 0 =1,8 HB 3 F8 MPa σ Flim4 0 =1,8 HB 4 D1 MPa
S F : hệ số an toàn khi tính về uốn S F1 = S F2 =1,75
K FL : hệ số tuổi thọ
N FO : số chu kì cơ sở uốn N FO = 4.10 6 m F : bậc của đường cong mỗi khi thử về tiếp xúc với vật liệu HB N FO ; N FE 4 > N FO do đó ta chọn K FL3 =K FL4 =1
Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn K FC =1
Vậy ứng suất cho phép:
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
2.3 Khoảng cách sơ bộ trục a w2 = K a (u 2 +1) 1 √ 3 [ σ T H 2 ] 2 K u 2 Hβ ψ ba
Với Ka= 43 : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng ( Bảng 6.5 tài liệu (1)).
T2= 380920,9 Nmm : Momen xoắn trên trục bánh chủ động. ψ ba = 0,3 ψ bd =( u 2 +1) ψ ba
K Hβ =1,12: Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.với ψ bd = 0,78 tra bảng 6.7 tài liệu (1). a w 2 C ( 4,21+ 1) 1 √ 3 380920,9 1,12
522,725 2 4,21 0,3 $0(mm) Chọn aw2 = 240 mm; bw2 = 0,3.240 = 72 (mm)
2.4 Xác định các thông số ăn khớp:
- mn=(0,01 ÷ 0,02 ¿ a w2 = 2,4 ÷ 4,8(mm), Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (1) chọn mn 2,5(mm)
- Chọn sơ bộ góc nghiêng β 0 ; cos β= 0,9848
- Số răng bánh nhỏ: z 3 = 2 a w 2 cos( β ) m (u 2 +1) = 2.240.0,9848
- Số răng bánh lớn: z 4 =4,21.362, lấy z 2 2 (răng)
2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Theo công thức (6.33) tài liệu (1)ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = Z M Z H Z ε d w1 √ 2.T 1 K b H w u (U m +1)
ZM'4 MPa 1/3 : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (1)).
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (1)
ZH=√ 2.cos sin 2 α β tw b = √ sin 2.0,98 (2.21) =1,73 ε a : Hệ số dọc trục
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw2= u 2 a w2 m + 1= 4,21 2.240 +1 = 92,13(mm)
- Theo bảng 6.13 /106[1] với v = 0,85 m/s, chọn cấp chính xác 9, K Hα =1,13.
- Theo ct(6.42) tài liệu (1),ta có:
- Ta có hệ só ảnh hưởng tốc độ vòng: Zv = 1 (v = 0,85m/s < 5m/s)
- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, ZR=1, da h; t 1; T 3 80276,4 , b" l t =1.35∗d =1.35∗70,5 τ c = 2∗T 2 d∗l t ∗b ≤ [ τ c ] ` … 90 MPa ¿ 2∗380276,4
Thỏa mãn độ bền cắt
Chọn bề rộng then 22, chiều cao then 16
Tính lực và chọn sơ bộ ổ
1.1 Xác định lực hướng tâm tại gối đỡ B và E
- Chọn ổ bi: => Chọn theo đường kính ổ lăn của trục
Trục III Ký hiệu d D B Tải tĩnh
Ta tiến hành kiểm nghiệm
1.2 Thời gian làm việc của ổ (tính bằng triệu ṿòng quay), tính theo công thức 11.2 trang 213
- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 giờ/ca) ¿ 24000 giờ
Tải trọng quy ước được xác định theo công thức 11.3 trang 214, [1]:
Trong đó, k đ =1: hệ số kể đến đặt tính tải trọng, tra bảng 11.3, trang 215, [1]:
V=1: hệ số xét đến vòng nào quay, nếu trong quay thì V=1,
F r : lực hướng tâm tại gối đỡ A-B Chính là FrA và FrB: giá trị nào lớn hơn thì lấy giá trị đó.
0 =0: ta chọn hệ số e = 0.19 trong bảng 11.4 trang 215, [1]: Đồng thời: V F ∗F a r =0 ¿ 𝑒 tra cột trái bảng 11.4 trang 215, [1]
Hệ số X = 1, Y = 0 tra bảng 11.4 trang 215, [1] k t =1.1Khi nhiệt độ = 105 độ C
Khả năng tải động của ổ tính theo công thức:
Nếu m=3 vì ta sử dụng ổ bi, và m/3 vì ta sử dụng ổ đũa
Tổng thời gian làm việc thực tế của ổ trên trục 1:
Tổng thời gian làm việc thực tế của ổ trên trục 2:
60∗177,3 375,45( giờ ) Tổng thời gian làm việc thực tế của ổ trên trục 2:
TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
Tên gọi Biểu thức Giá trị
Chiều cao, h h
