Đồ Án Chi Tiết Máy THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

NỘI DUNGTHIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤPLoại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1.Băng tải2.Nối trục đàn hồi3.Hộp giảm tốc4.Bộ truyền xích5.Động cơCác số liệu cho trước:1.Lực kéo bang tải : F = 14500N2.Vận tốc băng tải : v = 0,42ms3.Đường kính tang : D = 70mm4.Thời hạn phục vụ : lh = 10000giờ5.Số ca làm việc : số ca 26.Đặc tính làm việc : va đập nghẹ Tmm = 1,7 T1 T2 = 0,6 T1 t1 = 3,3h t2 = 4,3htck = 8h7.8.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30Yêu cầu thực hiện:I.Phần thuyết minh:Trình bày đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục .Tính toán bộ truyền ngoài.Tính toán bộ truyền bánh răng.Tính toán thiết kế trục.Tính chọn ổ đỡ.Lựa chọn kết cấu hộp.

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Họ và tên sinh viên: HÀ MINH LỘC Lớp: Cơ điện 3Khóa: 12 khoa: Cơ KhíGiáo viên hướng dẫn: NGUYỄN VĂN TUÂN

NỘI DUNG THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

Các số liệu cho trước:

1 Lực kéo bang tải : F = 14500N

2 Vận tốc băng tải : v = 0,42m/s

3 Đường kính tang : D = 70mm

Tmm = 1,7 T1 T2 = 0,6 T1 t1 = 3,3h

8 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30

Yêu cầu thực hiện:

I Phần thuyết minh:

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

- Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục

- Tính toán bộ truyền ngoài

- Tính toán bộ truyền bánh răng

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤPLoại hộp: bánh răng trụ răng nghiêng

- Tính toán công suất cần thiết của động cơ

+ công suất làm việc: plv = F.v/1000

Trong đó:

plv : công suất cần thiết trên trục tang (kw)

F : lực kéo bang tải (N)

ổ lăn µbảnh răng.µkhớp nối .µổ trượt

theo bảng (2.3) trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ ta có:

Tra bảng 1.3 chọn động cơ: A801A2Y3

IV TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH)

1 Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn

2 Xác định các thông số xích và bộ truyền

- Theo bảng 5.4, với U = 7,812 chọn số răng đĩa nhỏ z1 = 19 răng, do đó

số răng đĩa lớn z2=95 răng < zmax = 120m

- Theo CT 5.3 công suất tính toán

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB (211÷280), có σHB1 = 850 MPa,

KXH hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướ bánh răng

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

Ys hệ số sét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy ZR .Zv KXH = 1 và YR .Ys .KXF = 1Trong đó: [σHH] = σHHLim0 KHL/SH

[σHF] = σHFLim0 KFC KFL /SF

Với σHHLim0 , σHFlim0 lần lượt là ứng suất tiếp súc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở SH , SF hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

KFC:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KHL, KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ

và cấp độ tải trọng của bộ truyền

σHH1Lim0 = 2HB + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa

σHH2Lim0= 2HB + 70 = 2.235 + 70 = 540MPa

SH = 1,1

NF0 : số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thiết kế về uốn.

NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương, trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc

- Số chu kì thay đối ứng suất tương đương

[σHF2]max = 0,8σHch2 = 0,8.450 = 360 Mpa

A Bộ chuyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 Xác định các thông số của bộ chuyền

Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw với cấp nhanh

- [σHH] ứng suất tiếp súc cho phép [σHH] = 495,4 MPa

- T1 mô men xoắn trên trục chủ động T1 = 0,3.106 Nmm

dựa vào bảng 6.8 và điều kiện đảm bảo độ bền uốn ta chọn m = 3

2 Xác định số răng, goc nghiêng β, và hệ số dịch chỉnh

Chọn sơ bộ β = 200 =>cosβ = 0,939

Suy ra số răng bánh nhỏ

Z1 = ≤ = 20,01 Chọn Z1 = 20

Số răng bánh lớn: Z2 = 5.19 = 100 răng

=> β = 18 đảm bảo điều kiện: 8≤ β ≤ 20

Trong trường hợp này vì số răng z1 nhỏ nên ta không dung dịch chỉnh

3 Tỉ số truyền thực:

ut = z2/z1 = 100/20 = 5

2 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc

Ứng suất trên bề mặt làm việc:

Trong đó βb:góc nghiêng răng trong hình trụ cơ sở

Tag βb = cosαt tagβt tagβ

αt tagβt : profin răng

αt tagβtw: góc ăn khớp

theo TCVN (1065 – 71) thì αt tagβ0 = 200

αt tagβt = αt tagβtw = arctag(tagαt tagβ/cosβ) = 20,70

βb = arctag(cosαt tagβt tagβ) = 15,10

- kHαt tagβ = hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.

có v = ᴨ dw1.n/60000 = 0,32 < 4(m/s)

tra bảng 6.14 với cấp chính xác 9 kHαt tagβ = 1,13

- kHv hệ số tải động suất hiện trong vùng răng ăn khớp, tra phụ lục 2.3

3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- Với v = 0,28 < 4 nên chọn zv = 1(hệ số xứt đến ảnh hưởng vân tốc vòng)

- Với cấp chính xác động hoc là 9 và cấp chính xác tiếp xúc là 8 khi đó cần độ nhám:

Ra = 2,5 ÷1,5 mm do đó ZR = 0,09 (hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc)

Khi da < 700mm =>kXH = 1, theo bảng 6,2 SH = 1,1

[σHH] = σHHLimZR .Zv KXH KHL/SH = 540.0,95.1.1,1/1,1 = 466,36

σHH < [σHH] nên bánh răng thiết kế thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm độ bền uốn

σHHmax < [σHH]max = 1624 MPa

σHF1max = σHF1.Kqt = 160,9.1,4 = 225,26 MPa

σHF1max < [σHF1max] = 463 MPa

σHF2max = σHF2.Kqt = 147,7.1,4 = 206,78 MPa

σHF2max <[ σHF2max] = 360 MPa

6 Các thông số của bộ chuyền

VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu chế tạo cho các trục là thép C45 có = 600 MPa, ứng

2 Xác định sơ bộ đường kính trục

k3 khoảng cách từ mặt mút bánh răng tới nắp ổ.

hn chiều cao nắp ổ và bu lông

Trong đó Ma1 = Fa1.31,5 = 100.103 Nmm

Phương trình cân bằng lực theo phương x

ΣMFx = Frx –RxB – Fr1 + RxD =0

BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRUC 1:

vật liệu chế tạo trục là thép C45 có tôi cải thiện có Ϭb 600MPa tra bảng 10.5 có [Ϭ] = 50MPa.

Đường kính tại các mặt cắt trên trục đuợc xác định theo công thức:

Mô men uốn đứng:My = 0

Mô men uốn ngang:Mx = 0

Mô men xoắn:Mz = 0,3.106 Nmm

Vậy đường kính trục qua A là: dA = = 30mm

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm B vị trí có ô bi đỡ chặn của bộ truyền

Mô men uốn ngang: = 426.103 Nmm

Mô men uốn đứng: = 405.103 Nmm

Mômen xoắn:MZ = 0,3.106 Nmm

Mô men tương đương tại điểm B

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm C vị trí có bánh răng của bộ truyền

Mô men uốn ngang: = 432.103 Nmm

Mô men uốn đứng: = 654.103 Nmm

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm D vị trí có bánh răng của bộ truyền

Mô men uốn ngang: = 0 Nmm

Mô men uốn đứng: = 0Nmm

Fa2 = Ft2.tag = 13.103 N

Trong đó: T2 là mô men xoắn trên trục 2, T2 = 1,46.106 Nmm

D2 đường kính sơ bộ của trục 2, D2 = 70 mm

Trong đó: D0 là đường kính của nối trục đàn hồi

Nối trục đàn hồi có ưu điểm giảm va đập và chấn động đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây lên và bù lại độ lệch chục phù hợp với đk đầu bài

Xác định các phản lực tác dụng lên các ổ lăn o truc 2:

Phương trình mô men đối với điểm B:

ΣMMA = Fr2.60 – Ma2 – RxC.120 - Frkn.202,5 =0

N

Vậy RxC có chiều ngược lại so với hình vẽ

Trong đó Ma2 = Fa2.D2 = 13.103 35 = 455.103 N

Phương trình cân bằng theo phương x:

ΣMFx = RxA – Fr2 - RxC + Frkn = 0

 RxA = Fr2 + RxC - Frkn = = 15,1.103 NXác định mô men tại điểm B:

Vậy chiều của RyC ngược chiều với chiều hình vẽ

Phương trình cân bằng lực theo phương y:

ΣMFy = RyA + Ft2 - RyC +Ftkn = 0

N

Vậy chiều của RyA ngược chiều so với chiều hình vẽ

Xác định mô men tại điêm B:

MB = RyA 60 = 1320.103 Nmm

Xác định mô mem tại điểm C:

MC = Ftkn 82,5 = 1204,5.103 Nm

BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRỤC 2:

vật liệu chế tạo trục là thép C45 có tôi cải thiện có Ϭb 600MPa tra bảng 10.5 có [Ϭ] = 50MPa.

Đường kính tại các mặt cắt trên trục đuợc xác định theo công thức:

Mô men uốn đứng:My = 0

Mô men uốn ngang:Mx = 0

Mô men xoắn:Mz = 0,3.106 Nmm

Vậy đường kính trục qua A là: dA = = 60mm

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm B vị trí đặt bánh răng của bộ truyền

Mô men uốn ngang: = 905.103 Nmm

Mô men uốn đứng: = 1320.103 Nmm

Mômen xoắn:MZ = 1,46.106 Nmm

Mô men tương đương tại điểm B

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm C vị trí có ổ lăn của bộ truyền

Mô men uốn ngang: = 396.103 Nmm

Mô men uốn đứng: = 1204,5.103 Nmm

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm D vị trí có khớp nối của bộ truyền

Mô men uốn ngang: = 0 Nmm

Mô men uốn đứng: = 0Nmm

Mômen xoắn:MZ = 1,46.106 Nmm

Mô men tương đương tại điểm D

5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

a Với thép C45 có = 600 MPa -1 = 0,436 = 261,6 MPa; -1 = 0,58

-1 = 151,7 MPa

Theo bảng 10.6, = 0,05, = 0

Ta đi kiêm nghiệm độ bền mỏi độ bền mỏi của trục 1 với điều kiện:

s = [s]

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

hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉxét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện trục

sσH =

trong đó: : là giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

là trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn

là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục đối với giới hạn mỏi xoắn

là biên đọp của ứng suất tiếp mà ta xét tới

là trị số trung bình của ứng suất tiếp

là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số tập trung ứng suất trung bình khi xoắn tới độ bền mỏi

Ta đi lập tỉ số then :

Trong đó: là trị số của hệ số tập trung ứng suất khi xoắn.

là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục đối với giới hạn mỏi xoắn

Tra bảng 50 và 52 (sổ tay chi tiết máy) ta có được = 1,5; = 0,7

ta có: sA > [s] = [1,5 ÷ 2,5] => đảm bảo điều kiện an toàn tại A

- Mặt cắt đi qua C: tại đây lắp bánh răng tren trục d1 = 40 mm Tại đây tồn tại 2 thành phần

ứng suất pháp và tiếp

sσH =

=

Trong đó: nσH là hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp.

σH-1 là giớ hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng

kσH là hệ số kể đến sự tập trung ứng suất thực tế khi uốn

ԐσH là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đối với giới hạn mỏi uốn

σHa là biên đọ của ứng suất pháp mà ta xét đến

σHm là trị số trung bình của ứng suất pháp

ψσH là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình khi xoắn đến độ mỏi

Tra bảng ta lần lượt tìm được: W0 = 22,9.103(mm30 ; Wu = 10,65.103(mm3)

b.Với trục số

bao gồm các tiết diện qua B vị trí có phay rãnh then để lắp bánh răng lớn và

vị trí qua điểm C vị trí có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc

h là chiều cao rãnh then phay trên trục

Vậy suy ra sF = = 2,5 chọn [n] = 2 vậy an toàn tại B.

*xét mặt cắt qua điểm D dựa vào biểu đồ mômen ta thấy tại vị trí này chỉ tồntại thành phần ứng suất tiếp.

Do đó ta có: sD = =

trong đó: : là giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

là trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn

là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục đối với giới hạn mỏi xoắn

là biên đọp của ứng suất tiếp mà ta xét tới

là trị số trung bình của ứng suất tiếp

là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số tập trung ứng suất trung bình khi xoắn tới độ bền mỏi

Ta đi lập tỉ số then :

Trong đó: là trị số của hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục đối với giới hạn mỏi xoắn

Tra bảng 50 và 52 (sổ tay chi tiết máy) ta có được = 1,7; = 0,8

ta có: sA > [s] = [1,5 ÷ 2,5] => đảm bảo điều kiện an toàn tại D.

6 Kiểm nghiệm điều kiện tĩnh:

kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo thuyết bền 3

Thuyết bền số 3 làm thuyết bền để kiểm nghiệm về độ bền tĩnh cho trục

Ta có công thức: σHtd = [σH]

Trong đó : σH =

=

Với Mmax và Tmax là mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại các mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải.theo biểu đồ mômen cùng với trị số của kqt đã được xác định trong phần chọn động cơ ta có: kqt = 1,44

Mmax = Mu.kqt

Tmax = T1.kqt

[σH] = 0,8.σHch với thép 45 tôi cải thiện có σHch = 450 (MPa)

Vậy [σH] = 0,8.450 = 360(MPa)

*kiểm nghiệm cho trục số :

Mặt cắt nguy hiểm nhất trên trục số đó là mặt cắt qua B

Với Mmax = kqt = 587000.1,44 = 854000 Nmm

Tmax = .kqt = 0,3.106.1,44 = 423000 Nmm

Vậy σH = = 163,65 MPa

= = 33,75 MP)

*kiểm nghiệm cho trục số :

Mặt cắt nguy hiểm của trục số là mặt cắt qua F

Vậy trục và đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

VII TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Với đường kính d = 35 mm chọn sơ bộ ổ đũa côn hạng trung 7307

Bảng thông số ổ đũa côn:

D1,mm

B,mm

C1,mm

T1,mm

R1,mm

R1,

mm

C,kN

C0,kN

b Kiểm nghiệm về khả năng chịu tải động của ổ

Với ổ đũa đỡ chặn có: e = 1,5.tgαt tagβ = 1,5.tg(120) = 0,31

Theo công thức 11.7 với ổ đũa côn thì Fsj = 0,83.Fr thay vào ta có: Fs0 = 0,83.e.Fr0

Với Fr0 là lực hướng tâm tác dụng lên ngõng trục

Do đó Fa0 = = 5300,9 N.

Ta có = FS0 – Fa1 = 17955 – 13000 = 49955,7 N < FS1 = 5300,9 N.Vậy Fa1 = = 5300,9 N

Ta đi xác định X và Y theo dấu hiệu sau: Fa0/(V.Fr0) và Fa1/(V.Fr1)

Trong đó:V là hệ số kể đến vòng nào quay khi vòng trong quay thì V=1

Như vậy chỉ cần tính cho ổ số 1 vì chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương của ổ được xác định theo công thức:

QE = QE1 = = Q11

Theo khả năng tải động của ổ ta có: Cd = QE.L0,3 với L = 60.n.10-6.Lh

Trong đó : n= 91,56 (v/p) thay vào ta có: L = 60.91,65.10-6.1700 = 9,3(triệu vòng) => Cd = 15360,1.(93,1)0,3 = 29,9 kN < C = 48 kN.

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

c kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh

Với ổ đũa côn ta có : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotgαt tagβ = 0,22.cotg(120) = 1,03

Qt = X0.Fr1 +Y0.Fa1 thay số ta có: Qt = 0,5.12980 + 1,03.5300,7 = 13202 N <

Fr1 = 12980 N như vậy Qt = Fr1 = 12980 N < 71500 N như vậy ổ được chọn

đã đảm bảo điều kiện về khả năng tải tĩnh

Tính toán trục 2:

a chọn loại ổ lăn là loại ổ bi đỡ chặn:

Với đường kính truc d2 = 65 mm chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn 1 dãy 8313

Bảng thông số của ổ bi:

Kí hiệu d;

mm

d1,mm

D,mm

H,mm

R,mm

C,kN

C0,kN

Ta đi xác định X và Y theo dấu hiệu sau: Fa0/(V.Fr0) và Fa1/(V.Fr1).

Trong đó:V là hệ số kể đến vòng nào quay khi vòng trong quay thì V=1

Ta có: Q0 = (0,45.1 26766,2 + 1,81 32000).1.1,2 = 83957,7 N

Q1 = (0,45.1 33924,9 + 1,81 44956).1.1,2 = 115936,3 NNhư vậy chỉ cần tính cho ổ số 1 vì chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương của ổ được xác định theo công thức:

QE = QE1 = = Q11

Theo khả năng tải động của ổ ta có: Cd = QE.L0,3 với L = 60.n.10-6.Lh

Trong đó : n= 18,33 (v/p) thay vào ta có: L = 60.18,33.10-6.1700 = 1,8(triệu vòng) => Cd = 100721,3.(1,8)0,3 = 118,3 kN < C = 120 kN

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

c kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh

Với ổ đỡ chặn ta có : X0 = 0,45 ; Y0 = 0,22.cotgαt tagβ = 0,22.cotg(12) = 1,03

Qt = X0.Fr1 +Y0.Fa1 thay số ta có: Qt = 0,45 33924,9 + 1,03 17944 = 33748

N < Fr1 = 33924,9 N như vậy Qt = Fr1 = 33924 N < 71500 N như vậy ổ đượcchọn đã đảm bảo điều kiện về khả năng tải tĩnh