Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc bánh răng trụ đề 1- đại học BKHN

Đồ án chi tiết máy, hộp giảm tốc, bánh răng trụ, đề 1 đại học BKHN

I -CHỌN ĐỘNG CƠ

I.1-Chọn kiểu loại động cơ:

I.1.1-Tính toán công suất :

A-Công suất làm việc:

Theo CT (2.11) [ I ]

Plv =

1000

Ở đây hộp giảm tốc của ta dung bánh răng trụ nên ta chọn như sau:

- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : 𝜂br= 0,96

- Hiệu suất truyền của bộ truyền xích :𝜂x = 0,90

- Hiệu suất của bộ truyền đai :𝜂đ =0,95

- Hiệu suất truyền của ổ lăn : η ol=0,99

𝜂ht = 𝜂br 𝜂x 𝜂đ (η ol¿ ¿3

=0,96.0,90 0,95 (0,99)3= 0,80

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

I.1.2-Tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ:

Tra bảng P-1.3 (trang237) động cơ điện 4A132M2Y3 ta chọn động cơ :

Kiểu động cơ Công

suất,k W

Vận tốc quay,v/

6

42

→Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết

I.2.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.2.1 Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

Với động cơ đã chọn ta có: Pđc = 11(kW) ; nđc = 2907 (vòng/phút)

Công suất làm việc : Pđc= Pct = 10,24 (KW )

Công suất trên trục I: PI = Pđc.nđai

n đ c= 9,55.106.10,242907= 33640,19(Nmm) Trục I:TI=9,55.106

I I

P

n =9,55.106

9,73 726,75=130000 (Nmm) Trục II:TII=9,55.106

II II

P

n = 9,55.106

9,25 145,35= 610000 (Nmm) Trục công tác:Tct=9,55.106P ct

n ct= 9,55.106 8,16

50,93= 1530000,14(Nmm)

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

A-TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

II-THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa cáctrục xa nhau Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo

ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tảitrọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm các bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và vềtuổi thọ

- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang(đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng

II.1 Xác định kiểu đai

Ta có thông số bộ truyền

ndc =2907 (vòng/phút); Pđộng cơ =P0 =10,24 (kW)

Dụa vào hình 4.1[I] ta chọn tiết diện đai Ƃ

Dựa vào bảng 4.13[I] ta có các thông số sau

Ký hiệu

KÝch thíc mÆt c¾t (mm)

DiÖn tÝchA(mm2) (mm)d1

Chiều dài giới hạn l (mm)

Nh vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang thường).

Ta cú hệ số trượt đai :

ε = 0,01 ữ 0,02 ;chọn ε = 0,02

Suy ra đường kớnh bỏnh đai lớn :

d2 =d1.U đ .(1−ε) =160.4(1-0,02) =627,2 (mm) (4.26.T67)

Chọn d2 = 630 mm

Như vậy tỷ số truyền thực tế ut=d2/d1.(1-ε¿

=630/160.(1-0,02) = 4,02

Vậy ∆ u=(ut-u)/u=(4,02-4).100/4=0,5% < 4%

Suy ra tỷ số truyền thực tế bằng tỷ số truyền đó chọn

Tra bảng 4.13[I] , ta chọn chiều dài đai tiờu chuẩn là l=2500 (mm)

Số vòng chạy của đai:

i = v

l =

24,34 2,5 = 9,736< imax = 10 (4.15)

→chiều dài của đai đảm bảo độ bền

Khoảng cách trục tớnh túan lại là:

 a = 1259,7+√1259,72−8 2352

Vậy khoảng cỏch trục thưc tế là :

a = 582 (mm)Điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)

Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 0,55.(160 + 630) + 10,5= 445 (mm)

2(d1 + d2) = 2.(160 + 630) = 1580 (mm)

Vậy trị số a thỏa món điều kiện

II.4-Xỏc định chiều rộng bỏnh đai

- Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:

B = (z - 1)t + 2e

Tra bảng 4.21[I] :

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

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

kO = 1 ( Do gúc nghieng nối tõm α=¿30O<60o)

Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 chọn a = 40p

Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1 (Điều chỉnh bằng 1 trong cỏc đĩa xớch);

Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn:

kbt = 1 (Tra bảng 5.6[I] và 5.7[I] )

Hệ số tải trọng động : kđ = 1

Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền :

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

kc = 1 (Làm việc 1 ca )

 k = 1.1.1.1.1.1 = 1

Từ (II -81) ta tính đợc: Pt = 9,25.1.1,09.1,38 = 13,91< [P] = 19,3 ( kW )

(thỏa món điều kiện)

Vậy tra bảng 5.5 [I] : với n 01 = 200 vg/ph ta chọn bước xớch :

p = 31,75(mm) < pmax = 50,8 (mm)  Thỏa món điều kiện

Ta lấy số mắt xích chẵn xc= 126 , tính lại khoảng cách trục theo công thức:

 i = 1,77 < [i] = 35 (Tra bảng 5.9[I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây rahiện tợng gẫy các răng và đứt mắt xích

d Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tảitrọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ

số an toàn:

s =

Q

k d F t+F0+F v ≥ [s] (5.15)(Bảng 5.2[I] )

- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2 = 3,8.1,772 = 11,9 (N) -Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

 r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 9,62 (mm)

Do đó: df1 = 233,46 - 2.9,62 = 214,22 (mm)

df2 = 657,17 - 2.9,62=637,93 (mm)

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47 √k r(F t K d+F vd) E

A k d  [

H] (5.18) Chọn vật liệu làm đĩa xớch là thộp 45 tụi cải thiện đạt HB321,tra theo

f Xác định các lực tác dụng lên trục

Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2:

F1 = Ft + F2

Loại xớch xớch con lăn

Khoảng cỏchtrục

Vật liệu đĩa xớch

Thộp 45 tụi cải thiệnThộp 45 tụi cải thiện

Đường kớnhvũng chia

d1

d2

233,46mm657,17 mmLực tỏc dụng

B – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIấNG

IV 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng tr rụ r ăng nghiờng1 cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu

có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắnthấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khảnăng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơnvị:

H1≥ H2 + (10…15)HB

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

Nhiệt luyện

Kớchthước S

mm ,khụnglớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bềnb

MPa

Giớihạnchảy

IV 2 Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác địnhtheo công thức sau:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

Zv - Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng;

KxH - Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng;

YR - Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng;

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

KxF - Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn;Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , do đú ta cú :

+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn

lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốncho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6 2 [II] :

N N

(6.4)

Trong đó:

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

- mH , mF - Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

- NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c.T T i/ max3n t i i (6.7-6.8)

NFE = 60.c  / max F

i i

m i



Trong đó:

c =1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mômen xoắn ở chế độ thứ i

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 20000( giờ)

Nh vậy: NHE1> NHO1 , NHE2> NHO2

NFE1> NFO1 , NFE2> NFO2

 KHL1 = 1 , KHL2 = 1

KFL1 = 1 , KFL2 = 1

Theo công thức trờn, ta tính đợc:

I H

H ba

T K u



(6.15a)Trong đó:

- Ka = 43 MPa1/3 : H s ph thu c v t li u c a c p ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ố phụ thuộc vật liệu của cặp ụ r ộc vật liệu của cặp ật liệu của cặp ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ủa cặp ặp bánh răng và lo i rại r ăng (b ng 6.5[I] )ảng 6.5[I] )

- TI : Mômen xoắn trên tr c chụ r ủa cặp đ ng Tộc vật liệu của cặp I = 130000 Nmm

df1 =d1 – 2,5.m = 63,36 – 2,5.3 = 55,86 mm

df2 =d2 – 2,5.m = 316,8 – 2,5.3 = 309,3 mm

+ gúc profin gốc :

∝ = 20o (theo TCVN 1065-71)+Gúc profin răng :

∝ t = arctg(tg ∝/cos β ) =arctg(tg200/0,988)=21o

(Thoả món điều kiện trựng khớp.)

4- Kiểm nghiệm răng về độ bền m i ỏi tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xỳc phải thoả món điều kiện sau:

H = ZM ZH Z.√2 T1 K H .(u+1)

b w .u d w21 ≤ [H] (6.33)Trong đú :

+ ZM = 274 Mpa1/3 - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

(Theo bảng 6 5 [I])+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của hỡnh dỏng bề mặt tiếp xỳc

=> Z =√1/1,6 = 0,79

- KH: Hệ số tải trọng khi tớnh về tiếp xỳc, ta cú :

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

V y tra b ng 6.13[I] , ta ật liệu của cặp ảng 6.5[I] ) được cấp chớnh xỏc 9

=> Tra b ng 6.14 ảng 6.5[I] ) [I] ta đư c Kợc K Hα = 1,13

+ KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

(Thỏa món điều kiện)

5- Kiểm nghiệm độ bền m i uốn ỏi

Điều kiện bền uốn cho răng:

F1 =

1 1

TI = 130000- Mô men xoắn trên bánh chủ động

 zv2 =

126 cos38,79 = 130,5 L y zấy z v2=130Theo bảng 6 18[I] , ta có: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6

-Y =

1

ε α = 1,61 = 0,625 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với 

 là hệ sốtrùng khớp ngang, ta có  = 1,6

-Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta cú :

Y=1- (β0/1400) =1- (18,670/1400) = 0,867-KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Với : KF=KF.KF.KFv=1,14.1,37.1,07=1,67 (6.45)

Trong đó:

+ KF = 1,14 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, (theo bảng 6 7[I] )

+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp ( theo bảng 6 14[I] )

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo côngthức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):

F1 = 63,55 Mpa < [F1] = 246,85 ( MPa )

F2 = 58,66 Mpa < [F2] = 236,6 ( MPa )

Nh vậy điều kiện bền mỏi uốn đợc đảm bảo

6- Kiểm nghiệm độ bền quỏ tải

+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xỳc:

Hmax = H Kqt v i Kới K qt = Tmax/T = 1,4

=>Hmax =405,43 1,4 = 479,71< [

H1]max =1260 MPa (6.48-6.49) [H2]max =1260 MPa

+) Kiểm nghiệm quỏ tải uốn :

F1max = F1.kqt = 63,55.1,4 =88,97< [F1]max = 360 Mpa

F2max = F2.kqt = 58,66.1,4 = 82,12< [F2]max = 360 Mpa

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xỳc và độ bền mỏi uốn khi quỏ tải

7- Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc với cạnh răng

Lực Fn đợc phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hớng tâm

Fr, lực dọc trục Fa F→n = F→t + F→a + F→r

Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Bảng thụng số và kớch thước bộ truyền bỏnh răng trụ - răng nghiờng

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

1 Khoảng cách trục aw 190 mm

2 T s truy nỷ số truyền u = 5 ố phụ thuộc vật liệu của cặp ền u = 5 u 5

3 Chi u r ng vền u = 5 ộc vật liệu của cặp ành răng bw 76 mm

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì

ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

 =

3

√1300000,2.15 = 35,12 (mm) Lấy dsb I = 40 (mm)

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

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

- Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 [I] , ta có:

- Với: dsb I = 40 (mm)  bo = 23 (mm)

- Với: dsb II = 55 (mm)  bo = 29 (mm)

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

- Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức sau:

- Sử dụng các kí hiệu như sau

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

Theo CT 10.14[1] ta có:

lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn

Trong đó:

+ lcki: khoảng côngxôn( khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i

ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

+ lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

+ b0 là chiều rộng ổ lăn

+ k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

+ hn là chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Theo CT trong bảng 10.4[I]

lk3= 0,5( lmk3+b0) + k1+k2

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1], ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

l13 = 71,5( mm) l23 = 71,5 (mm)

lm12 = 60 (mm) lm22= 74 (mm)

Theo Hình 10.6[1]: ta có sơ đồ tính khoảng cách giữa các gối đỡ:

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

MDy(Fk)= -Fđx.(l12+l11¿+ XB.l11 –Ft1.(l11 −l13 )= 0

XB= F đx (l12+l11)+F t 1(l11−l13)

l11 = 570,5(74,5+143 )+4105,5(143−71,5)143 = 2920,5(N )

Vậy chiều của lực cùng chiều hình vẽ

Phản lực theo phương của trục y

130000 73600

117910,65 43233,33

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN

1 ,

0 

td

M

(10.17) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = M x2 M y2 0,75.M z2

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có dsb I = 40 (mm), vật liệu chế tạo trục

là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 MPa; theo bảng 10.5[I], ta chọn trị số của ứngsuất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

[] = 63 MPa

+) Xét mặt cắt tại điểm C ( điểm có lắp bánh răng)

Với mặt cắt bên phải điểm C có:

5 Kiểm nghiệm trục và độ bền mỏi.

- Áp dụng công thức (10.9) ,kiểm nghiệm độ bền mỏi cho điểm nguy hiểm nhất

Trong đó:S σ c ;S τ c lần lượt là giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[I], Ky = 1,6

+)  , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10.10[I], ta có:  = 0,88 ,  = 0,81

+) K , K - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10 12[I], ta có:

Tại B, từ biểu đồ momen ta có:

Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương phápgia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có:

Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

Ky- hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9 ta chọn Ky = 1,6

 , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 30 (mm), theo bảng 10 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có εσ = 0,88; ετ = 0,81

Kσ , Kτ – trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10.12 [I],

=1,23 Thay các kết quả trên vào công thức (10.20) và (10.21), ta tính được:

sB =1,29.32,08+0.0,05216,6 = 5,23

sB = 1,23.12,27+0.12,27151,73 = 10,05

GVHD: HOÀNG MINH THUẬN