Đồ án thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nghiêng trong máy trộn trục ngang

Phương án thiết kế Sau khi tìm hiểu và lấy kinh nghiệm thì em quyết định “thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng “Có ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, tru

CHƯƠNG 1 PHÂN TÍCH VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1.1 Các thông số ban đầu và yêu cầu

- Máy hoạt động êm

- Không bị rung chuyển

1.2 Phương án thiết kế

Sau khi tìm hiểu và lấy kinh nghiệm thì em quyết định “thiết kế hộp giảm tốc

hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng “Có ưu điểm là bộ truyền làm việc êm,

truyền được công suất lớn, kết cấu hộp giảm tốc đơn giản dễ chế tạo , dễ bôi trơn Nhưng bên cạnh đó cũng có những nhược điểm là tỷ số truyền động chung thấp Bánh răng phân bố không đối xứng với gối tựa vì thế tải trọng phân bố không đều trên các trục Các ổ được chọn theo phản lực lớn nhất nên trọng lượng hộp giảm tốc có tăng so với các loại hộp giảm tốc khác

4

5

1 : động cơ 2 : truyền động đai 3 : cặp bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh

4 : cặp bánh răng trụ nghiêng cấp chậm 5: khớp nối

Hình1.1 Sơ đồ dẫn động hộp giảm tốc

Mô tả hoạt động :

Động cơ thông qua bộ truyền đai làm quay trục 1 có lắp bánh răng nghiềng cấp

nhanh ,sau đó làm quay trục 2 chứa bánh răng nghiêng cấp chậm , tiếp tục truyền động cho trục 3 làm quay khớp nối

CHƯƠNG 2 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

2.1 Chọn động cơ điện

2.1.1 Các loại động cơ điện

a) Động cơ điện một chiều

Ưu điểm :

- Cho phép thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng ( 3:1đến 4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100 : 1 đối với động cơ - máy phát), đảmbảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng do đó được dùng rộng rãi trong các thiết

bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…

Nhược điểm :

- Đắt tiền, riêng động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu

tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

b) Động cơ điện xoay chiều

Động cơ điện xoay chiều bao gồm hai loại : một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ, có thể mắc vào mạng điện chiếusáng, do vậy dùng thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất thấp

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm hai loại : đồng

* Động cơ ba pha không đồng bộ :

Gồm hai kiểu : roto dây quấn và roto ngắn mạch

- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn : cho phép điều chỉnh vậntốc trong phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất(cosφ) thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khicần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền côngnghệ đã được lắp đặt.

- Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch : kết cấu đơn giản, giáthành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện bapha không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là : hiệu suất và hệ số công suấtthấp (so với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơmột chiều và động cơ ba pha không đồng bộ kiểu roto dây quấn)

=> Từ các ưu nhược điểm của các loại động cơ, chọn động cơ ba pha khôngđồng bộ kiểu roto ngắn mạch

2.1.2 Tính chọn động cơ

Nếu gọi : Nlv là công suất làm việc của băng tải

No là công suất cần thiết kế của bộ truyền

η là hiệu suất truyền động

Ta chọn : η1 = 0,95 là hiệu suất bộ truyền đai

η2 = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

η3 = 0,99 là hiệu suất một cặp ổ lăn

η4 = 0,97 là hiệu suất khớp nối

Ta được : η = η1 η22 η34 η4 = 0,859

⇒ No =

4,784 0,859 =5,57kw

Ta cầnn phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thõa mãn điều kiện này Theo TKCTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có :

Công suất động cơ : Nđm = 7,5kw

Số vòng quay của động cơ :n =1460 vòng/phútHiệu suất động cơ : ηđc = 88,5

Khối lượng động cơ m = 93 kg

Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động

2.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung : i = n/nt

Trong đó nt là số vòng quay dẫn động

V =π D.n t60.100

 ing là tỷ số truyền của bộ truyền đai

 it là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

 in tỷ số truyền cấp nhanh

 ic là tỷ số truyền cấp chậm

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chấtlượng của bộ truyền cơ khi Việc phân phối it cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và ic) theo nguyên tắc:

 kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất

 điều kiện bôi trơn tốt nhất

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để cho các bánh răng bị dẫncủa cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính củacác bánh răng phải xấp xỉ nhau , ta phân phối in > ic

Trong bộ truyền này ta chọn in = 1,16ic

nIII=nII

i C =

2522,5 =100voìng/phút

2.4 Công suất trên các trục

2.5 Monen xoắn trên các trục

Bảng thống kê số liệu tính được :

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI

Truyền động đai được dung để dẫn truyền giữa cá trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm , an toàn khi quá tải bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánh nên tỷ số truyền không ổn định

Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn theo yêu cầu tiêu chuẩn thiết kế,

bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền i = ing = 2 Công suất cần truyền bằng công suất động điện 7,5 kw Số vòng quay trục dẫn n = nđc = 146 vòng/phút Kiểu truyền động thường

3.1 Chọn loại đai

Giả thiết vận tốc của đai v > 5m/s với công suất động cơ 7,5 kw ta có thể sử dụng đai loại B hoặc E ở đây ta tính toán cho cả hai loại đai và chọn loại thích hợp hơn

194,82213,5230

144,11710,5138

r ao

ho a

h

3.2 Định đường kính bánh đai

Theo bảng 5-14 Đối với đai loại B chọn D1 = 200mm

Đối với đai loại E chọn D1 = 140mmVận tốc của đai :

Ta có v < vmax = (30÷35)m/s ⇒ vận tốc đai thỏa mãn điều kiện

Đường kính bánh đai lớn :

D2 = i.D1(1-ξ) : ξ là hệ số trượt của đai.) : ξ) : ξ là hệ số trượt của đai là hệ số trượt của đai

Với đai thang ξ) : ξ là hệ số trượt của đai = 0,02

⇒ D2 = 2,006(1-0,02).D1 = 1,966.D1Đường kính đai lớn D2 chọn theo tiêu chuẩn bảng 5-15

D1 = 200mm ⇒ D2 = 400mmD1 = 140mm ⇒ D2 = 280mm

Theo khoảng cách trục A sơ bộ ta xác định được L

u < umax = 10 ⇒ thõa mãn

Khoảng cách trục A được xác định chính xác theo L tiêu chuẩn :

A= 2 L−π (D2+D1)+√ [2 L−π ( D2+D1)]2−8( D2−D1)2

8Đai B :

0,55(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2(D1+D2).

Đai B : 0,55(200+400) + 13,5 ≤ 460 ≤ 2(140+280)

Đai E : 0,55(140+280)+ 10,5 ≤ 343 ≤ 2(140+280)

⇒ thõa mãn

Khoảng cách nhỏ nhât để mắc đai :

Amin = A – 0,015.L mm loại B 439,5mm loại E 323mmKhoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng :

Amax = A + 0,03.L mm loại B (525mm) loại E (384mm)Vậy bánh đai có thể dịch chỉnh khoảng cách trục từ Amin đến Amax

3.4 Kiểm tra góc ôm

C𝛼 = 0,92

Cv = 0,94Đai B :

Z= 1000.7,5

15,29.1,51.0,8.0,92.0,94.230 =2,04

Đai E :

Z= 1000.7,5 10,70.1,51.0,8.0,92.1,00.138 =2,57

Số đai cần chọn : đai B = 2, đai E = 3

3.6 Định kích thước chủ yếu của bánh đai

Đường kính ngoài của bánh đai

Chiều dài may ơ : l = (1,5÷2).d

3.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu đối với mỗi đãi :

Lực tác dụng lên trục :

Kết luận : chọn kiểu án dung bộ truyền đai loại E vì có kích thước nhỏ gọn hơn

vận tốc truyền động nhỏ hơn tuy rằng phải dung nhiều dây đai nên bề rộng bánh đai tương đối lớn

CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 4.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng răng nghiêng cấp nhanh

4.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

Bánh răng nhỏ : chọn thép tôi 45 tôi cải thiện có :

σb = 800 N/mm2 ; σch = 450 N/mm2 : HB = 210

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60÷90)mm

Bánh răng lớn : chọn thép tôi 35 tôi cải thiện có :

σb = 500 N/mm2 ; σch = 260 N/mm2 : HB = 170

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷300)mm

4.1.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) ứng suất tiếp xúc của bánh lớn :

số chu kì tương đương của bánh lớn :

Ntd2=60u ∑ ( Mi/Mmax)3ni Ti

Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i :

Mmax là moment xoắn lớn nhât tác dụng lên bánh răng

u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Theo bảng 3-9 : [σ]Notx = 2,6.HB

[σ]tx = [σ]Notx.k’N

Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]tx2 = 2,6.170 = 442 N/mm2

Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]tx2 = 2,6.210 = 546 N/mm2

Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ : [σ]tx2 = 442 N/mm2

b) ứng suất uốn cho phép :

số chu kì tương đương của bánh lớn :

n.k σ do rằng chịu ứng suất thay đổi mạch động

Giới hạn mõi uốn của thép 45 : σ-1 = 0,43.800 = 344N/mm2

Giới hạn mõi uốn của thép 35 : σ-1 = 0,43.500 = 215N/mm2

Hệ số an toàn : n = 1,5

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng : kσ = 1,8

Bánh nhỏ : [σ]u1 =

1,5.344 1,5.1,8 =191,1N/mm

2

Bánh lớn : [σ]u2 =

1,5.215 1,5.1,8 =119,1N/mm

2

4.1.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k

K = 1,3

4.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

Do đó : ΨA = b/d1 = 0,78.

Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbang = 1,13

4.1.9 kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương : Ztd =Z/cos3𝛽

σu1=19,1 106 k N

y1 m n2 Z1 n1 b θ''=

19,1.106 1,3 5,290,476 22 38 730 60.1,5=24,79N/mm

2

< [σ]u1

Đối với bánh răng lớn :

σu2 = σu1.y1/y2 =22,82 < [σ]u2

4.1.10 kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột :

Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ]txat = 2,5[σ]notx

σtxqt < 1105 N/mm2 ⇒ thõa mãn Kiểm tra sức bền uốn : σuat = kat.σu

Pr= P tg αn

cos β =

1798 tg 200cos β =663 N

Lực dọc trục :

Pa = P.tag𝛽 = 1798.tag𝛽 = 296 N

Hình 4.1 Biểu diễn lực tác dụng trên bánh răng cấp nhanh

4.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

4.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

Bánh răng nhỏ : chọn thép tôi 45 thường hóa có :

σb = 600 N/mm2 ; σch = 300 N/mm2 : HB = 210

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60÷90)mm

Bánh răng lớn : chọn thép tôi 35 thường hóa có :

σb = 500 N/mm2 ; σch = 260 N/mm2 : HB = 170

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷300)mm

4.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) ứng suất tiếp xúc của bánh lớn :

số chu kì tương đương của bánh lớn :

Ntd2=60u ∑ ( Mi/Mmax)3ni Ti

Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i :

Mmax là moment xoắn lớn nhât tác dụng lên bánh răng

u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]tx2 = 2,6.170 = 442 N/mm2

Ứng suất tiếp tiếc cho phép của bánh lớn : [σ]tx2 = 2,6.210 = 546 N/mm2

Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ : [σ]tx2 = 442 N/mm2

b) ứng suất uốn cho phép :

số chu kì tương đương của bánh lớn :

n.k σ do rằng chịu ứng suất thay đổi mạch động

Giới hạn mõi uốn của thép 45 : σ-1 = 0,43.600 = 258N/mm2

Giới hạn mõi uốn của thép 35 : σ-1 = 0,43.500 = 215N/mm2

Hệ số an toàn : n = 1,5

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng : kσ = 1,8

Bánh nhỏ : [σ]u1 =

1,5.258 1,5.1,8 =143,1N/mm

2

Bánh lớn : [σ]u2 =

1,5.215 1,5.1,8 =119,1N/mm

4.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng k :

Hệ số tải trọng k được tính theo công thưc : k = ktt,kđ

Z3= Z t

i c+1=

1342,5+1=38 ,3 lấy Z

4.2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương : Ztd =Z/cos3𝛽

σu1=19,1 106 k N

y1 m n2 Z1 n1 b θ''=

19,1.106 1,3 5,090,476 2,52 38 252 68 1,5=43,4N/mm

2

< [σ]u1

Đối với bánh răng lớn :

σu2 = σu1.y1/y2 =40 < [σ]u2

4.2.10 kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ]txat = 2,5[σ]notx

Bánh nhỏ : [σ]txat1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2

Bánh lớn : [σ]txat2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2

Ứng suất tiếp uốn cho phép : [σ]uat = 0,8σch

Pr= P tg αn

cos β =

3969 tg 200cos β =1467 N

CHƯƠNG 5 THIẾT KẾ TRỤC V.1 Tính đường kính sơ bộ của các trục :

NI = 5,08 kw

nI = 252 vòng/phút

⇒ dII≥1203√ 5,08 252 = 33mmĐối với trục III :

NI = 4,88 kw

nI = 100 vòng/phút

⇒ dIII≥120 √34,88 100 = 44mm

V.2 Chọn vật liệu chế tạo trục :

Vì trục chịu tải trọng khá lớn và moment xoắn cho nên ta chọn vật liệu là thép

45 tôi cải thiện có : σb = 800 N/mm2; σch = 450 N/mm2

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dIII ta có thể lấy trị số dIII = 35mm để chọn loại ổ bi Vì các cặp bánh răng đều là cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ta chọn ổ bi đỡ chặn để chống lại lực dọc trục

Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 21mm

V.3 Tính gần đúng trục :

Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau :

Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp : ∆ =10mm

Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn : l2 = 10mm

Đường kính bulong cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 =10mm

Chiều cao bulong ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 16mm

Khe hở giữa mặt bên đai và đầu bu lông : 15mm

l7 = 170 – 227/2-45/2 = 34 > 20mm

V.4 sơ đồ phác họa hộp giảm tốc :

Hình 7 : sơ đồ phát họa hộp giảm tốc

V.5 Sơ đồ phân tích lực trên các trục :

Râ

Pa4

n III

P3 Pa3

n II

n I

Pr4

Pa3 Pr4

Pa4 P4

Pr3 P4

P3 Pr3

Hình 9 : Biểu đồ monen trục MI

Tính moment uốn ở tiết diện nguy hiểm :

ở tiết diện n-n : Mu(n-n) = Rđ.l = 1430.94 = 134420 N.mm

ở tiết diện m-m : Mu(m−m)= √ M2uy+ Mux2

trong đó :

Muv = Ra1.d1/2 + Rbv(a+b) = 296.77/2 + 820.138,5 = 124966N.mm

Mux = -RBx.(a+b) = 547.138,5 = 75759,5 N.mm

⇒ Mu( m−m )= √ 1249662+75759,52=146137NmmTính đường kính trục ở 2 tiết diện n-n và m-m theo công thức (7-3)

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng :

σa = σmax = - σmin = Mu/W với σm = 0

Ta xét ở tiết diện m-m : Mu = 146137 N.mm

d = 32 mmtra bảng 7-3b ta có : W = 2730 mm3 Wo = 5910 mm3

⇒ σa = 146137/2730 = 54 N/mm2

Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động :

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp :

Pr2 = 663 N; b = 74mm; d2 = 223 mm; Pr3 = 1467N

Pa2 = 296 N; c = 60,5mm; d3 = 97 mm; Pa3 = 700N

192516 52585

Hình 10 : Biểu đồ moment trục MII

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng :

σa = σmax = - σmin = Mu/W với σm = 0

Ta xét ở tiết diện m-m : Mu = 218177 N.mm

d = 37 mmtra bảng 7-3b ta có : W = 4270 mm3 Wo = 9240 mm3

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp :

RFy=1467 134,5−700 242/2

REv = Pr4 – RFv = 1467 – 566 = 901 N

ΣmEv = P4.(b+c) – RFx(a+b+c)

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng :

σa = σmax = - σmin = Mu/W với σm = 0

Ta xét ở tiết diện m-m : Mu = 211279 N.mm

d = 45 mmtra bảng 7-3b ta có : W = 7250 mm3 Wo = 15010 mm3

Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi chọn theo vật liệu : Ψσ = 0,1 Ψτ = 0,75

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp :

CHƯƠNG VI : THIẾT KẾ THEN

Để truyền moment xoắn và truyền động từ trục đến bánh răng và ngược lại thì

ta dung then Then là chi tiết ghép được tiêu chuẩn hóa Ta chọn theo TCVN 150-64 cho cả ba trục Vật liệu là thép 45 và là loại then bằng :

Hình 12 : Then

VI.1 Đối với truc I :

ở tiết diện m-m ta có đường kính trục : dm-m = 32mm

theo bảng 7-23 ta có : b = 10mm h = 8mm

t = 4,5mm t1 = 36mm

k = 4,2mm MXI = 69205NmmĐường kính vòng chân răng di1 = 72mm >> dm-m do đó không cần làm liền trục Chiều dài may ơ : lm = 2.dm-m = 2.32 = 64mm

⇒ chiều dài then : l = 0,8 lm = 51mm( chọn l = 50 theo tiêu chuẩn )Kiểm nghiệm sức bền dập của then :

VI.2 Đối với truc II :

ở tiết diện r-r ta có đường kính trục : dr-r = 37mm

theo bảng 7-23 ta có : b = 12mm h = 8mm

t = 4,5mm t1 = 3,6mm

k = 4,4mm MXI = 192516NmmĐường kính vòng chân răng di1 = 91mm >> dm-m do đó không cần làm liền trục Chiều dài may ơ : lm = 2.dm-m = 1,6.37 = 59mm

⇒ chiều dài then : l = 0,8 lm = 47mm( chọn l = 45 theo tiêu chuẩn )Kiểm nghiệm sức bền dập của then :

VI.2 Đối với truc III :

ở tiết diện h-h ta có đường kính trục : dh-h = 45mm

theo bảng 7-23 ta có : b = 14mm h = 9mm

t = 5,0mm t1 = 4,1mm

k = 5,0mm MXI = 466040NmmĐường kính vòng chân răng di1 = 236mm >> dm-m do đó không cần làm liền trụcChiều dài may ơ : lm = 2.dm-m = 1,6.45 = 72mm