Đồ án Chi Tiết Máy HaUI Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Môn Học: Đồ án Chi Tiết MáyĐề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳngChương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ 1.1, Chọn động cơ 1.1.1, Xác định công xuất động cơ Trong đó:Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw) Với :Lực kéo băng tải F=13000 N Vận tốc băng tải V=0,45 msPt = 14000.0,46. = 5,85 kw Hiệu suất truyền động:η¬ =η¬đ..ηb¬r. . ηk .ηot Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:Hiệu suất bộ truyền xích ηx = 0,92Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηbr =0,97¬Hiệu suất 1 cặp ổ lăn được che kín ηol =0,99Hiệu suất khớp nối ηk =0,99η = 0,993.0,97.0,92.0,99 = 0,857 = 6,83 ( kw)1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơTỷ số truyền của hệ thống dẫn động Ut = Uh.UnTrong đó:Uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoàiTheo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:Uh= Ubr= 4Un= Ux=4Ut= 4.4 = 16Số vòng quay trục máy công tác: Nct= Với vận tốc băng tải v =0,45 msĐường kính tang D= 105 mmNct = = 81,85 (vgph)Số vòng quay sơ bộ của động cơ :.nsb=nct..ut = 81,85.16 = 1310(vgph)1.1.3 Chọn động cơĐộng cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ,ta chọn động cơ phải thỏa mãn 3 điều kiện :Pđc>Pct.; nđc nsb; Momen mở máy của động cơ = 1,03Theo kết quả tính toán ở trên :•Công suất cần thiết Pct = 6,83 kw•Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ :nsb = 1310 (vgph)•Tải trọng phải thỏa mãn: Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:Tên động cơCông suất động cơ (kw)nđb (vgph)Hệ số cos 4A132S4Y37,514550,8621.2.Phân phối tỷ số truyềnTỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

Lớp :

Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy

Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ

1.1, Chọn động cơ

1.1.1, Xác định công xuất động cơ

Pct= Pt

η Trong đó:

- P ct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)

- P t: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

Hiệu suất bộ truyền xích η x = 0,92

Hiệu suất 1 cặp bánh răng η br = 0,97

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn được che kín η ol = 0,99

Hiệu suất khớp nối η k = 0,99

- U h: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

- Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài

động cơ phải thỏa mãn 3 điều kiện :

- Theo kết quả tính toán ở trên :

 Công suất cần thiết Pct = 6,83 kw

 Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ :nsb = 1310 (vg/ph)

 Tải trọng phải thỏa mãn:

T mm

T <

Tmax

T dn

Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:

Tên động cơ Công suất động cơ

- Phân phối tỷ số truyền:

- Với hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp thì:

 U ng = √(0,7÷0,75)U ∑

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Uh = Ubr = 4

 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Ung= Ux= U∑ / U ng =

17,77

4 = 4,4

1.3.Xác định công suất,số vọng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ thống dẫn động

- Xác định công suất, momen xoắn và số vòng quay trên các trục

Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền xích

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

trường có bụi),

Trị số của các hệ số trên được tra theo bảng 5.6

Tra bảng 5.10 ta được [s]=16,3 (s>[s]),vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền

4 Xách định các thông số của đĩa xích.

- Theo công thức (5.181) ta có:

H=0,47 k r.(F t.K d F vd).E/(A.k d) H

với những vật liệu băng thép

Như vậy theo bảng 5.11 dùng thép 45 tôi ram đạt độ rắn HB=170 sẽ đạt được ứng suất

N HE Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m H = 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO=30 HB2,4

Với c ,n i ,T i ,t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ

làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:K FC = 1(vì tải đặt một phía)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

K FL =

m F

√N FO

N FE Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn m F = 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO= 4 106

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

N FE=60.c.∑ ( T i

Tmax)m F

.n i .t i

Với c ,n i ,T i ,t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ

làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 150682,3 N.mm

 Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H]=436 , 365 MPa

 Hệ số xác định theo công thức : ψ bd=0 ,53.ψ ba(u±1)

Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 3 mm

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn β = 120

=> β = 40

Do đó tỷ số truyền thực tế Utt = U h = 4

2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

tg β b=cos αt .tg β=cos20.tg 4=0.07

Với α t=α tw=arctg(tg α /cos β )=arctg(tg20 /cos 4 )=20

Trong đó: góc prôfin gốc α = 20; góc prôfin răng α t ; góc ăn khớp α tw

π d w1 .n1

60000 =

3 ,14 63 ,2 117

60000 =0,4 m/s⇒ Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9.

 Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: K H=K Hβ K Hα K Hv .Với

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc:KHβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do ψ ba=0,795 ,bằng phương pháp nội suy:KHβ= 1,02975

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính

+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H]=[σ H] Z V Z R .K xH

 với v = 0,4m/s <5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng

Z V=0,85 v0.1=0,85.0,40 1=0,77

 Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc Z R

với cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công đạt độ nhắm R z=10 40 μmm⇒ ZR=0 , 95

 Với d a<700 mm⇒ K xH=1

 [σ H]=436 ,365 0, 77 0 , 95 1=319 , 2 MPa

Do σ H=129 , 15<[σ H=319 , 2 MPa] 4% nên giữ nguyên kết quả tính toán Như vây Bánh răng

thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

 Tính lại chiều rộng vành răng :

b w=ψ ba a w( σ H

[σ H])2=0,3 158.(129 , 15 319, 2 )2=7,8 mm

3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp

 Môđun pháp : m = 3 mm

 Chiều rộng vành răng : b w=7,8 mm

 Đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w 1=63,2mm

 Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: K F=K Fβ K Fα K Fv .Với

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:KFβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do ψ ba=0,795 bằng phương pháp nội suy:KFβ = 1,0695

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính

Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng ε a=1,68

 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng nghiêng β = 4 0 ⇒ Y β = 1- β 0 / 140 =0,97

σ F 1=2.T1.K F .Y ε .Y β .Y F 1

2.150682,3.1,474 0,60.0,97.4 ,04 7,8.63,2.3 =70,62 MPa<[σ F 1]=236 ,57 MPa

σ F 2=σ F 1 .Y F 2

Y F 1 =

70,62.3,608

4 ,04 =63 ,06 MPa<[σ F 2]=185 ,14 MPa

+ Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [σ F]=[σ F]Y R .Y S K xF

 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:

Với môđun m=3 mm ⇒Y S=1 ,08−0 ,0695ln (m)=1 , 08−0 ,0695 ln(3)=1 ,003

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm : Y R=1 (bánh răng phay)

 Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: : K xF=1 (da <400)

⇒[σ F 1]=236 ,57 0 , 98 1.1=231 ,84 MPa

⇒[σ F 1]=185, 14 0 , 98 1.1=181 , 44 MPa Vậy

σ F 1=70 , 62 MPa<[σ F 1]=231, 84 MPa

σ F 2=63 , 06 MPa<[σ F 2]=181 , 44 MPa

4, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải không vượt quá 1 giá trị cho phép:

σ H max=σ H.√K qt≤[σ H]max

σ Fmax=σ F.√K qt≤[σ F]max Trong đó:

 Ứng suất tiếp xúc cực đại : σ H max

 Ứng suất tiếp uốn cực đại : σ F max

 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép : [σ H]max =952 MPa

 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep : [σ F]max

 Hệ số quá tải K qt=

Tmax

T =2



σ H 1max=129,15.√2=182,64 MPa≤[σ H]max =952MPa

σ F 1 max=70,62.√2=99,87 MPa≤[σ F 1]max =360 MPa

σ F 2 max=63,06.√2=89,18 MPa≤[σ F 2]max =272 MPa

5, Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền:

2 158 ( 4+1) =63 mm

 Giới hạn chảy: σ ch=340 MPa

 Ứng suất xoắn cho phép: [τ]=15÷30 MPa .Chọn [τ]=20 MPa

 T1,d w1 ,α tw , β lần lượt là mômen xoắn trên trục 1 (Nmm),

đường kính vòng lăn bánh 1 (mm),góc ăn khớp ,góc nghiêng của răng

o T2 : Mômen xoắn trên trục 2 N.mm

o D t : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt mm

[τ] là ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu trục thép 45 Mpa[τ]=15÷30 MPa

4.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điêm đặt lực

 Chiều rộng ổ lăn: Theo bảng 10.2_TTTKHTDĐCK ta chọn b01=27 mm; b02=33mm;

 Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ :

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1=10

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2=8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10

Chiều cao lắp ổ và đầu bulông h n=18

 Khoảng cách giũa các điểm đặt lực:

PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu:

- Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp Đồng thời, trục còn tiếp tục nhận đồng thời cả momen uốn và momen xoắn.

- Do những yêu cầu đặc tiểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao Trục còn phải đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động

- Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên, yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chếtạo hợp lý, giá thành rẻ, dễ gia công Từ đó ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45

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

- Chiều dài mayơ khớp nối, nối trục đàn hồi.

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đên thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

quay

k 1 = 15

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của

hộp( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong

hộp giảm tốc)

k 2 = 15

- Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục I

- Khoảng cách từ khớp nối tới gỗi đỡ trên trục II

- Khi đó :

FX13 = r3/ |r3| cq1 cb3 Ft3 = -11151N

FY13 = - r13.Ft13/ |r3|.cosm(tgαn.cosδ13 + cq1.hr13.cb13.sinm.sinδ13) = -3980N

FZ13 = Ft13/cosm.(tgαn.sinδ13 - sinδ13/ sinδ13.cq1.hr13.cb13.sinm.cosδ13 = 795N

5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

a Tính toán trên truc I:

Tại tiết diện chứa ổ lăn trong:

- Thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi

Tra bảng 9.1 chọn tiết diện then tại:

 Tiết diện 2 : b.h = 16.10 ; t1 = 6 mm

- Ta chỉ kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm nhất Nhận thấy tiết diện lắp bánh răng

là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta đi kiểm nghiệm hệ số an toàn cho bánh răng

1,06

- Vì đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng dó đó

Thay (1),(2),(3),(4) vào công thức:

σ−1

- Kiểm nghiệm độ bền dập của then.

Chiều dài then:

Thiết kế kết cấu và kiểm nghiệm độ bền mỏi.

- Chọn tiết diện theo bảng 9.1

- Ta kiểm nghiệm độ bền trục tại tiết diện nguy hiểm nhất Nhận thấy tiết diện lắp bánh răng là tiết diên nguy hiểm nhất.

- Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động.

Kiểm nghiệm điều kiện dập của then.

- Chiều dài then

Lực dọc trục tác dụng vào ổ 1,với = =0.05<0.3 và ổ I không chịu lực dọc do đó nên

dựa vào ổ 1 để chọn kích thước ổ

d.Tính tải trọng quy ước

Q=(X V F r+Y F a) K t K d

Trong đó:

V : Hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay nên V = 1

Vậy Q0= 10,725 KN < C0=56.7 KN.

Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

không chịu lực dọc trục do đó nên chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho cả 2 gối đồng thời vì

Theo bảng 11.4 và nội suy ta có e=0,24 vì F a /F r1 =0,22 < e = 0,24 nên theo bảng 11.4 có X = 1 và Y = 0.

d.Tính tải trọng quy ước

Q=(X V F r+Y F a) K t K d = (1.1.17867 + 0,3980) 1.1= 17867

e Khả năng tải động tính toán

Ta thấy khả năng tải động thừa khá nhiều vì vậy nên chọn cỡ ổ nhẹ hơn.Ta chọn cỡ đặc

KN, đường kính ngoài D =140 mm, chiều rộng ổ B = 24mm

- kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

PHẦN VI : TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP

Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơi, bảo vệ các chi tiết, tránh bụi bặm…

- Gồm 2 phần: Nắp và thân, được ghép với nhau bằng bu lông

- Mặt ghép giữa thân và nắp là mặt phẳng đi qua các trục và song song với mặt chân

- Chiều dầy thân và nắp.

• Chiều dầy thân hộp  : Xác định theo công thức sau

• Đường kính bulong ghép bích nắp và thân.

- Gối trên vỏ hộp:

Gối trục cần phải có đủ độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ,

để gia công mặt ngoài của tất cả các gối đỡ nằm trong cùng một mặt phẳng

Đường kính ngoài của gối trục được chọn theo đường kính nắp ổ , theo bảng 18 -2

ta tra được các kích thước của các gối như sau

Chọn S1 = 24 mm

• Bề rộng mặt đế hộp :

- Khe hở giữa các chi tiết

75

1001

50

87

12

30

17

26

10

3,5

C Chốt định vị.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định

vị, nhờ có chốt định vị, khi xiết bulong không bị biến dạng vòng ngoài ổ.

d Nút thông hơi.

Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng 18-6 ta chọn M27x2

e.Nút tháo dầu.

1

0

f.Thiết bị kiểm tra mức dầu.

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ.

28

159

vỏ, trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nên trục hoặc lỗ hộp.

- Ở đây dùng bạc chặn và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng, khi sử dụng cầnđảm bảo sự tiếp xúc chính xác giữa các mặt mút bánh răng, bạc chặn và vòng ổ, vìvậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc

2 Bôi trơn.

a Bôi trơn hộp giảm tốc.

- Để giảm mất mát công suất vì mà sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt

và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

- Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bộ truyề bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu

- Dầu bôi trơn:

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng làm bằng vật liệu thép tra bảng

18-11 và bảng 18-13 ta chọn được

bôi trơn

Lượng dầu hoặc mỡ

Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu oto máy

kéo AK- 15

Bộ truyền

b Bôi trơn ổ lăn

Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn, ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau, điều đó bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ôn Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi

vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năngbảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bịảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15-15a ta dùng mỡ M và chiếm ½ khoảng trống

và thời gian thay mỡ khoảng 5 tháng/lần Để che kín các đầu trục, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17 tra được kích thước vòng phớt cho các ổ

a

b S0

Bảng thống kê dùng cho bôi trơn

Tên dầu hoặc

mỡ

Thiết bị cần bôi trơn

Lượng dầu hoặc mỡ

Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu oto máy

½ chỗ rỗng

c Điều chỉnh.

Điều chỉnh ăn khớp bánh răng.

Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn

Điều chỉnh khe hở các ổ lăn.

Khe hở ảnh hưởng đên sự phân phối tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ, lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau:

- Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa nắp và vỏ hộp

- Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2

- Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng dịch chuyển theo phương dọc trục

- Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khác nhau