Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC KHOA CƠ KHÍ VÀ ĐỘNG LỰCĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC: BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP Giáo viên hướng dẫn: TS.. Xác đị

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC KHOA CƠ KHÍ VÀ ĐỘNG LỰC

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC: BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP

Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Hùng Mạnh

Họ và tên sinh viên:

MSV:

-o0o -ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY 1

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC:

BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP PHUONG AN :29

Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Hùng Mạnh

Chế độ làm việc: Mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ; Mỗi năm làm việc 290 ngày; Chịu

tải trọng tĩnh; Chế độ quay 1 chiều; Thời gian phục vụ 5 năm nhẹ

1 Các thông số cho trước:

- Lực kéo trên xích tải P ( KG):420

- Vận tốc xích tải V (m/s): 0.45

- Bước xích tải t (mm): 65

- Số răng đĩa xích tải z: 8

- Chiều cao tâm đĩa xích :600

- Thời gian phục vụ (năm) : 5

- Sai số vận tốc cho phép (%) : 5

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn

quy cách động cơ

1 Xác định công suất động cơ

- công suất cần thiết được xác định theo công thức

Pct= ηtP

Trong đó: P Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).ct

Pt Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác(kW)

Do tải trọng thay đổi nên :

2 Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống

Hiệu suất truyền động:

η η=1.η2.η3 =ηk η ol

3

.η br2.η x.η ot (công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

Hiệu suất nối trục di động: η k= 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ηol= 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng: η br=0,97

=> 0,993.0,97 12 2 = 0,9129

3 Tính toán sơ bộ trên xích dẫn

 Số vòng quay làm việc của xích dẫn

n =lv (v/p)

Trong đó:

v-Vận tốc xích tải

z-Số rằng đĩa xích tải

t-Bước xích của xích tải

 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từtrường quay) được xác định theo công thức :

p ct=P td

1,38 0,9129 =1,512(kw)

Từ các thống số tính toán, có thể chọn động cơ mang nhãn hiệu

Theo bảng P1.1, phụ lục ta chọn như sau:

Trong đó: ndc Là số vòng quay của động cơ

nlv Là số vòng quay của trục máy công tác

Thay số

- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền

ut=uh=18,29

Đây là hộp khai triển 2 cấp, dựa vào bảng 3.1 chọn u = 26h

kết quả phân phối tỷ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốckhai triển dựa vào

Mà Uh=U Un c trong đó : u - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh n

Vậy có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là :

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : Un =3,75

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng : Uc= 4,88

3

Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

Dựa vào P và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất,1v

mômen và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kếcác bộ truyền, trục và ổ Trang 49 sách tập 1:

Đối với động cơ :

Pdc= 2,2(kW)

ndc = 950(v/ph)

Nmm Các thông số trên trục I như thông số trên trục động cơ

= Tính toán đối với trục II ta được :

kW

Nmm Tính toán đối với trục II ta được :

kW

Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT TỈ SỐ TRUYỀN SỐ VÒNG QUAY

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền xích:

Thông số đầu vào P=2,952KW; n=945vg/ph; u = 3,59x

2.1.1 Chọn loại xích:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn

2.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Theo bảng (5.4) - tr80 - [1], với u = 3,59, chọn số răng đĩa nhỏ z = 25, do đó1

số răng đĩa lớn z = uz = 3,04.25 = 76 < z = 120.2 1 max

Theo công thức (5.3) – tr81 – [1], công suất tính toán

Trong đó: với z = 25, k = 25/z = 1; với n =200 vg/ph, k = n1 z 1 01 n 01/n1 = 200/146

kc= 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca);

kbt= 1,3 (môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7;Như vậy:

kW

Theo bảng 5.5 với n = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích P=01

25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn P < [P] = 11 kW;t

Đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax

Theo bảng (5.10) với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2 Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảmbảo đủ bền.

2.1.4 Xác định các thông số của đĩa xích:

Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17)- [1]- tr86:

d

xích theo công thức (5.19)-[1] ta có: F = 13.10vđ -7.143.25,43.3 = 9,14N.Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 với ứng suất tiếp xúccho phép = 500MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc

2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục:

Theo (5.20) TTTKMCCDC- [1]: F = k = 1,15.5061 = 5820N; trong đó vớir xFt

bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn thì k = 1,15.x

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

1 Chọn vật liệu:

Dựa vào bảng 6.1 trang 92 (tập 1), ta chọn:

- Bánh nhỏ (bánh dẫn): thép C45 tôi cải thiện

+ Độ rắn: HB = 241 ÷ 285

+ Giới hạn bền: σ = 850 (MPa)b1

+ Giới hạn chảy: σ = 580 (MPa)ch1

- Bánh lớn (bánh bị dẫn): théo C45 tôi cải thiện

+ Độ rắn: HB = 192 ÷ 240

+ Giới hạn bền: σ = 750 (MPa)b2

+ Giới hạn chảy: σ = 450 (MPa)ch2

2 Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] = H (2.1)

Ứng suất uốn cho phép [σ ] = F (2.2)

Trong thiết kế sơ bộ lấy ZR.Z KV xH = 1 và YR.Y KS xF = 1, do đó các công thức (2.1) và

3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng nghiêng)

3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).

a = Ka( uw1 ±1)

Trong đó :

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách

trục Chọn ψ ba= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1]

Ka = 43: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1].

Chọn sơ bộ răng nghiêng ( ), do đó Ta tính

số răng bánh nhỏ theo công thức:

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu H

Do đó:

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

Theo 6.1 tài liệu [1]: v = 1,567 (m/s) < 5 (m/s) => Z = 0,925.3,28 v 0,05¿ 1Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 nên cầngia công đạt độ nhám: R = 2,5 1,25a μm

Do đó: Z = 0,95R

Với d < 700 (mm) => K = 1a xH

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

tiếp xúc

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

σ F 1=2.T1.K F.Y ε.Y β.Y F 1

b w 1.d w1.m ≤[σ F 1]

Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: Y = 3,95 ; Y = 3,6 F1 F2

theo phương pháp nội suy tuyến tính (

)

+ Y – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông R

thường Y =1, khi mặt lượn được đánh bóng Y = 1,05 … 1,2;R R

+ Y = 1,08 – 0.0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,051 – hệ số xét đến độ S

nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, trong đó m =1,5 mm

+ K – hệ số xét đến bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; K =1 với d < xF xF a

400mm

Theo bảng (6.7) ,Với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9,

Trong đó theo bảng 6.15, =0,006 ; theo bảng 6.16, =73

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Với m = 1,5 mm, = 1,08 - 0,695ln(1,5) = 1,051 ; = 1 ( bánh răng phay);

= 1 ( mm ) do đó theo (6.2) và (6.2a)

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Thông số kích thước bộ truyền

- Chiều dày vành răng: theo điều kiện chọnmm

- Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.1,5 = 3,375 mm lấy h = 4 mm

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách

trục Chọn ψ ba = 0,4 theo bảng 6.6 tài liệu [1] (Trị số ψ ba lấy lớn hơn20 30% so với cấp nhanh)

Ka = 49,5: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Môđun: m = (0,01¿0,02)aw2 = (0,01 ¿0,02)180= (1,8¿3,6).

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]

số răng bánh nhỏ theo công thức:

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7, =1,2;

là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14, =1 đối với bánh răng thẳng

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

Số răng tương đương:

Vì không sử dụng răng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh nên

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: Y = 3,71; Y = 3,6F1 F2

Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

=0,016 tra bảng 6.15 ; =73 bảng 6.16;

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Với m = 2 mm, = 1,08 - 0,695ln(2) = 0,598; = 1 ( bánh răng phay);

= 1 ( mm ) do đó theo (6.2) và (6.2a)

Mpa

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện

Thông số của bộ truyền

- Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 mm lấy h = 4,5 mm

Kết cấu bánh răng bị động cấp chậm: bánh răng trên trục III

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC

Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

Với [τ] lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

Chọn [τ] = 20 =>

Chọn [τ] = 25 =>

Đường kính sơ bộ của các trục sẽ lấy là: d = 20 mm; d = 35 mm; d = 50 mm1 2 3

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác đinhj được chiều rộng ổ lănlần lượt như sau:

bo1 = 15 mm; b = 21 mm; b = 27 mmo2 o3

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h = 15 20; lấy h = 20 mmn n

Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục I Xác định theo công thức 10.10 tài liệu [1]

Trên trục I

lm12 = (1,4…2,5)d = (1,4…2,5)20 = 28…50 mm; Chọn l = 48 mm1 m12

trên trục III

lm32 = (1,4…2,5)d = (1,4…2,5)50 = 70…125mm Chọn l = 100 mm3 m32

khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục được xác định:

k – số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc, k = 1,2,3; với 3 là số trục của hộp giảm tốc đối với hộp giảm tốc 2 cấp

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( bánh đai, bánh răng, bánh vít, trục vít, đĩa xích

và khớp nối);

lk1 – khoảng các giữ các gối đỡ 0 và 1 trên trục k;

lki – khoảng các giữ các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k;

lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện thứ i) trên trục k;

lcki – khoảng côngxôn (khoảng chia) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ;

bki – chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k;

3 Tính toán thiết kế trục:

a Trục I:

mm

mm

b Trục II:

mmmmmm

c Trục III:

mmmm;

mm

Do đó khoảng cách giữa các gối đỡ: 196 mm

4 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: chọn

hệ trục tọa độ như hình h.10.3 theo đề bài, lực từ bánh xích ( bộ phận công tác tác dụng lên trục III theo hướng y và bằng

a Trục I:

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:

Theo phương ox T = 24,47 Nm tra bảng 16.10 I

tài liệu

Xét phương trình mômen tại điểm O:

Phương trình tổng lực theo phương y:

Trong mặt phẳng xoz:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

Phương trình tổng lực theo phương x:

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Đối với bánh răng bị dẫn 3:

Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phẳng YOZ:

Xét phương trình mômen tại 0:

Fy11

Phương trình tổng lực theo phương Y:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

M j=√M2yj + M xj2ỵ

Xác định mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

M tđj=√M2yj + M2xj +0 , 75 T2j

d22 = 34 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng)

d23 = 38 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)

Phương trình tổng lực trên theo phương Y:

Trong mặt phẳng XOZ

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương X:

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Thép C45 tôi thường hóa có: σ b = 600 Mpa

Đối với thép cacbon: σ−1=0 , 436 σ b =0 , 436 600=261 , 6 Mpa

τ =0,58.σ−1=0,58 261 ,6=151,73 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: ψσ=0,05; ψτ=0

4.4.2: Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Sj= Sσj Sτj

√ Sσj2+Sτj2≥ [ S ]

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

S σj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài liệu [1]:

S σj= σ−1

K σ dj.σ aj +ψ σ.σ mj

Sτj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J Theo

công thức 10.21 tài liệu [1]:

τmj=τaj= τmaxj

2 = Tj

2 Woj

4.4.3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm

cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 11 lắp ổ lăn và tiết diện 12 lắp bánh răng trụ răng

nghiêng

Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng trụ răng nghiêng và răng thẳng

Trục III: tiết diện 33 lắp bánh răng trụ răng thẳng và tiết diện 31 lắp ổ

trượt

4.4.4 Chọn lắp ghép:

Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh

răng theo kiểu k6 kết hợp lắp then

Kích thước then bằng, trị số mômen cản uốn và mômen xoắn ứng với

các tiết diện như sau: (kích thước của then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản

uốn và mômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1])

33 52 16 x 10 6 11851 25655

4.4.5 Xác định hệ số K σ aj và K τ aj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63 μm Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt k = 1,06x

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên k = 1y

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài

Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được

Rãnhthen

Lắpcăng

13 15 1,85 2,06 1,67 1,64 2,1

2

1,73

4,3 7,24 28,5

8

12,103,7

12 24 2 2,06 1,90 1,64 2,1

2

1,96

1,87

18 65,90

4,3 1,85

22 34 2,07 2,06 1,97 1,64 2,1

3

2,03

2,75

7,19 44,63

10,39

2,56

23 38 2,07 2,06 1,97 1,64 2,1

3

2,03

2,82

10,19

43,49

7,33 2,71

30 50 0,85 2,06 2,02 1,64 2,1

2

2,08

3,88

7,39 31,77

9,86 3,43

33 52 0,85 2,06 2,02 1,64 2,1

2

2,08

3,62

6,53 34,03

11,163,16

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

- hệ số an toàn cho phép, thông thường

4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về

Phản lực tại các gối: Fl = 555,01 (N), F = 725,35 (N)r0 rl1

Đường kính ngõng trục: d = 17 (mm)

Lực dọc trục: F = 459,21 (N)a1

Ta có: Fa1 / Fr 0  459,21/ 555,01 0,82  0,3 nên 26o Vì có lực dọctrục và tải trọng tác dụng lên ổ là nhỏ nên

ta dùng ổ đũa côn một dãy cho các gối đỡ 0 và 1

Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d=17 (mm) ta chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ có kí hiệu 7203 với các thông số như sau:

Đường kính trong của ổ: d = 17 (mm)

Đường kính ngoài của ổ: D = 40 (mm)

Khả năng tải động: C = 13,8 (kN)

Khả năng tải tĩnh của ổ: C = 9,3 (kN)o

Góc 11,80o

Chọn ổ theo khả năng tải động

Khả năng tải động được tính theo công thức:Cd

Q – tải trọng quy ước, kN

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ đũa côn, nên (m=10/3)

Thời gian làm việc của ổ (tính bằng triệu vòng quay):