VÍ dụ THIẾT kế HTTĐ với HGT BÁNH RĂNG côn

VÍ DỤ THIẾT KẾ HTTĐ VỚI HGT BÁNH RĂNG CÔN Trang 4 1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2. Bộ truyền đai dẹt 3. Hộp giảm tốc bánh răng nón 1 cấp 4. Nối trục đàn hồi 5. Thùng trộn Số liệu: Công suất trên trục thùng trộn P(kW): 2,5 Số vòng quay của trục thùng trộn n(v/ph): 160 Thời gian phục vụ a(giờ): 10000 Nhiệm vụ: 1. Một bản thuyết minh tính toán. 2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (A 0 ). 3. Một bản vẽ chi tiết một bánh răng (A 4 hoặc A 3 ). 4. Mô phỏng quá trình lắp ráp Trang 5 Mục lục Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 6 Phần 2 Tính toán thiết kế chi tiết máy 8 I. Tính toán bộ truyền đai 8 II. Tính toán bộ truyền bánh răng 11 III. Tính toán chọn nối trục 16 IV. Tính toán trục 17 V. Tính toán chọn ổ 24 VI. Tính mối ghép then 26 VII. Thiết kế thân hộp giảm tốc 29 VIII. Bôi trơn và hệ thống bôi trơn 31 IX. Tính toán các chi tiết phụ 33 1. Chốt định vị 33 2. Nút tháo dầu 33 3. Nút thông hơi 34 4. Bu-lông vòng 34 5. Vòng chắn dầu 35 6. Vòng phớt 35 X. Bảng dung sai lắp ghép 36 Mô hình 3D hoàn chỉnh của hộp giảm tốc 37 Tài liệu tham khảo 38 Trang 6 I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Số liệu thiết kế: công suất trên trục công tác P ct = 2,5 kW, số vòng quay của trục thùng trộn 160 lv n = vg/ph . 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ : 1. Công suất bộ phận công tác: P ct = 2,5 kW 2. Hiệu suất chung của hệ thống truyền động 3 0,894 ch d br ol η η η η = = trong đó: hiệu suất bộ truyền đai 0,95 d η = Hiệu suất bộ truyền bánh răng 0,97 br η = Hiệu suất của ổ lăn 0,99 ol η = 3. Công suất cần thiết của động cơ : 2,5 2,796 0,894 ct dc ch P P kW η = = = Chọn động cơ có công suất P đc = 3 kW 4. Tỷ số truyền chung xác định theo công thức: dc ch d br ct n u u u n = = trong đó: - u đ : tỷ số truyền của bộ truyền đai - u br : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng - n đc : số vòng quay động cơ (vg/ph) - n ct = 160 vg/ph (theo yêu cầu thiết kế) 5. Bảng động cơ có công suất P đc = 3 kW và phân phối tỷ số truyền Động cơ Số vòng quay Tỷ số truyền chung, u ch Bộ truyền đai, u đ Bộ tuyền bánh răng, u br 4A9L2Y3 2838 17,74 4,435 4 4A100S4Y3 1420 8,875 3,55 2,5 4A112MB6Y3 945 5,91 2,364 2,5 4A112MB8Y3 701 4,38 2,19 2 Dựa vào bảng trên, chọn động cơ 4A112MB6Y3. Trang 7 1.2 ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT Với các thông số vừa chọn ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau: Trục Thông số Động cơ I II III Công suất (kW) 2,768 2,745 2,603 2,5 Tỷ số truyền 2,364 2,5 1 Moment xoắn (Nmm) 28256 27973 62147 149219 Số vòng quay (vg/ph) 945 945 400 160 II. TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Dữ liệu đầu vào: P 1 = 2,768 kW; u đ = 2,364; n 1 = 945 vg/ph; đai dẹt. 1. Chọn vật liệu đai là vải cao su Đai vải cao su có độ bền cao, đàn hồi tốt (hệ số đàn hồi E nhỏ), ít chịu ảnh hưởng của thay đổi nhiệt độ và độ Nm. Không nên cho dầu rơi vào đai vải cao su vì dễ làm hỏng cao su. 2. Định đường kính đai nhỏ: 1 3 3 1 1 2,768 (1100 1300) (1100 1300) 157 186 945 P d mm n = ÷ = ÷ = ÷ Chọn d 1 = 160 mm 3. Vận tốc đai: 1 1 1 .160.945 7,917 / 60000 60000 d n v m s π π = = = 4. Chọn hệ số trượt tương đối 0,01 = ξ Đường kính 2 1 (1 ) 160.(1 0,01).2,364 374,5 d d d u mm ξ = − = − = Theo tiêu chuNn, chọn d 2 = 400 mm Tỷ số truyền bộ truyền đai: 2 1 400 2,525 (1 ) 160(1 0.01) = = = − − ξ d u d Sai lệch so với giá trị chọn trước là 6,8% 5. Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện: Trang 8 2.(d 1 + d 2 ) ≤ a ≤ 150000 (mm) 1120 ≤ a ≤ 150000 (mm) Chọn a = 1200 (mm) 6. Chiều dài đai ( ) ( ) 2 1 2 2 1 2 2 2 4 (160 400) (400 160) 2.1200 3291,6 2 4.1200 + − = + + + − = + + = π π d d d d L a a mm Để nối đai ta tăng chiều dài đai L lên một khoảng 100 400 ÷ mm, khi đó chọn L = 3500 mm. 7. Kiểm tra lại số vòng chạy i [ ] 1 1 7917 2,262 5 3500 − = = = < = s v i i L 8. Góc ôm đai 2 1 400 160 180 57. 180 57. 168, 6 2,94 1200 − − = − = − = = α o d d a rad 9. Theo bảng 4.1 tài liệu [1], đối với đai vải cao su, có miếng đệm, có 3 lớp vải, chọn chiều dày đai 4,5 δ = mm thỏa điều kiện 1 160 35,5 30 4,5 = = > δ d (Bảng 4.2 tài liệu [1]) 10. Tính các hệ số C i C α – hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai C α = 1 – 0,003(180 o – α 1 ) = 1 – 0,003.(180 o – 168,6 o ) = 0,966 C v – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc C v = 1 do v = 7,917 m/s < 10 m/s C o – hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền và phương pháp căng đai C o = 1 do bộ truyền nằm ngang C r – hệ số chế độ làm việc. Chọn C r = 1 do tải trọng tĩnh Trang 9 Theo bảng 4.7 tài liệu [1], với d 1 /δ=35,5 và đai vải cao su, chọn [σ t ] 0 = 2,21 MPa Ứng suất có ích cho phép [σ t ] đối với bộ truyền đai dẹt [σ t ] = [σ t ] 0 C α C v C o C r = 2,21.0,966 = 2,135 MPa Chiều rộng vành đai: 1 1000 1000.2,768 36,39 [ ] 4,5.7,917.2,135 t P b mm v δ σ ≥ = = Theo tiêu chuNn chọn b = 40 mm 11. Theo bảng 4.5 tài liệu [1] chọn chiều rộng bánh đai B = 50 mm 12. Lực căng đai ban đầu [ ] 1,8.40.4,5 324 = = = σ δ o o F b N 13. Lực tác dụng lên trục 1 168, 6 2 sin 2.324.sin 644,8 2 2 r o F F N α     ≈ = =       14. Lực vòng có ích 1 1 1000 1000.2,768 349,63 7,917 t P F N v = = = 15. Điều kiện để không xảy ra hiện tượng trượt trơn ( 1) 2( 1) α α + ≥ − f t o f F e F e Suy ra hệ số ma sát nhỏ nhất giữa đai và bánh đai f min = 0,43 16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai ( ) max 1 1 1 2 6 max 0,5 324 349,63 4,5 1200. 7,917 10 .100 5,66 4,5.40 2.4,5.40 160 − = + + = + + + = + + + = σ σ σ σ σ σ σ σ σ v u o t v u MPa 17. Tuổi thọ đai 5 7 7 max 6 10 10 5,66 822 2.3600 2.3600.2, 262             = = = σ σ m r h L i giờ Tuổi thọ yêu cầu L h = 10000 giờ. Do đó, trong quá trình sử dụng, ta phải thay dây đai khoảng 12 lần. 2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG Dữ liệu đầu vào: u br = 2.5; T 1 = 62147 Nmm; n 1 = 400 vg/ph Trang 10 Vì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc. 1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện. Theo bảng 6.13 [1] độ rắn của thép 40Cr là HB 180 ÷ 350 Để bộ truyền bánh răng có khả năng chạy mòn tốt thì độ rắn của bánh dẫn H 1 và bánh bị dẫn H 2 phải theo quan hệ: H 1 ≥ H 2 + (10 ÷ 15) HB Do đó, đối với bánh dẫn chọn độ rắn trung bình HB 1 = 250, đối với bánh bị dẫn chọn độ rắn trung bình HB 2 = 228. 2. Số chu kỳ làm việc cơ sở 2,4 2,4 7 1 1 30 30.250 1,71.10 = = = HO N HB chu kỳ 2,4 2,4 7 2 2 30 30.228 1,37.10 = = = HO N HB chu kỳ 6 1 2 5.10 = = FO FO N N chu kỳ 3. Số chu kỳ làm việc tương đương 7 1 1 60 . . 60.1.400.10000 24.10 = = = HE h N c n L chu kỳ Suy ra: 7 7 1 2 24.10 9,6.10 2,5 = = = HE HE br N N u chu kỳ Tương tự, 7 1 24.10 = FE N chu kỳ và 7 2 9,6.10 = FE N chu kỳ. Vì N HE1 > N HO1 , N HE2 > N HO2 , N FE1 > N FO1 , N FE2 > N FO2 nên K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 = 1. 4. Theo bảng 6.13 [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng xác định như sau: 0 lim 2 70 H HB σ = + 0 lim 1,75 F HB σ = Suy ra: 0 lim1 0 lim 2 570 ; 526 H H MPa MPa σ σ = = 0 lim1 0 lim 2 437,5 ; 399 F F MPa MPa σ σ = = Trang 11 5. Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] 0 lim 0,9 HL H H H K s σ σ = Khi tôi cải thiện s H = 1.1, do đó: [ ] σ = = 1 570.0,9 466, 4 1,1 H MPa [ ] 2 526.0,9 430,4 1,1 H MPa σ = = Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép [σ H ] = [σ H2 ] = 430,4 MPa 6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau: [ ] lim OF F FL F K s σ σ = với 1,75 F s = tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có: [ ] lim1 1 1 437,5.1 250 1,75 σ σ = = = OF F FL F K MPa s [ ] lim2 2 2 399.1 228 1,75 σ σ = = = OF F FL F K MPa s 7. Chọn hệ số chiều rộng vành răng 0,285 be ψ = . Ta có: 0, 285.2,5 0, 415 2 2 0, 285 be be u ψ ψ = = − − Theo bảng 6.18 [1], trục được lắp trên ổ đũa côn, chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính K Hβ = 1,3 Suy ra: 1 ( 1)1,5 1 (1,3 1).1,5 1, 45 β β = + − = + − = F H K K 8. Tính toán sơ bộ đường kính vòng chia ngoài d e1 1 3 1 2 2 3 2 2 95 0,85(1 0,5 ) [ ] 62147.1,3 95 94 0,85(1 0,5.0,285) .0, 285.2,5.(430, 4) H H e be be T K d u mm β ψ ψ σ = − = ≈ − 9. Với d e1 = 94 và u = 2,5, theo bảng 6.19 [1] chọn z 1p = 21. Do HB 1 , HB 2 < 350HB nên ta có: z 1 = 1,6z p1 = 1,6.21 = 33,6 Trang 12 Chọn z 1 = 34. Khi đó ta có z 2 = uz 1 = 2,5.34 = 85. Môđun vòng chia ngoài: 1 1 95 2,8 34 e e d m z = = = , chọn m e = 3. 10. Góc mặt côn chia 1 1 21,8 o arctg u δ   = =     và 2 1 90 68, 2 o o δ δ = − = 11. Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng Đường kính vòng chia ngoài: d e1 = m e z 1 = 3.34 = 102 mm d e2 = m e z 2 = 3.85 = 255 mm Đường kính vòng chia trung bình: d m1 = m e z 1 (1 – 0,5ψ be ) = 87,465 mm d m2 = m e z 2 (1 – 0,5ψ be ) = 218,663 mm Chiều dài côn ngoài: 2 2 1 2 0,5 137,32 e e R m z z mm = + = Chiều rộng vành răng: 137,32.0, 285 39 e be b R mm ψ = = ≈ Hình ảnh 3D của bộ truyền bánh răng 12. Môđun vòng trung bình: 1 1 87,465 2,57 34 m m d m z = = = [...]... giảm tốc bánh răng côn Trang 34 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, NXB ĐHQG TPHCM, 2004 [2] Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập chi tiết máy, NXB ĐHQG TPHCM, 2005 [3] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – 2, NXB Giáo Dục, 2003 [4] Nguyễn Hữu Lộc, Thiết kế cơ khí với AutoCAD Mechanical, NXB TPHCM, 2004 [5] Nguyễn Hữu Lộc (chủ biên), Thiết kế sản phNm với Autodesk... 104 Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 13 Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: Số răng tương đương: Trang 14 zv1 = z1 34 = = 36, 62 răng cos δ1 cos(21,8o ) zv 2 = z2 85 = = 228,88 răng cos δ 2 cos(68, 2o ) Hệ số dạng răng YF : YF 1 = 3, 47 + 13, 2 13, 2 = 3, 47 + = 3,83 zv1 36, 62 YF 1 = 3, 47 + 13, 2 13, 2 = 3, 47 + = 3,53 zv 2 228,88 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: [σ F 1 ]... truyền bánh răng tiếp xúc với mỡ bôi trơn ổ đũa côn Trang 31 6 Vòng phớt Vòng phớt có tác dụng lót kín ổ, bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bNn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Nhược điểm của vòng phớt là nhanh mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao Theo bảng 15.17 [3] ta chọn vòng phớt với các thông số hình học sau: a d D b So d D a b So 28 43 6 4.3 9 III DUNG SAI LẮP GHÉP: Dựa vào kết... lồi S1 S1=12 mm Khe hở giữa các chi tiết: + Bánh răng với thành trong của hộp ∆ = 16 mm + Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp ∆1= 15 mm Số lượng bu-lông nền Z=4 Mô hình 3D của thân dưới và thân trên hộp giảm tốc: Thân hộp giảm tốc 2.7 HỆ THỐNG BÔI TRƠN: 1 Chọn dầu bôi trơn Nắp hộp giảm tốc Trang 28 Thông số đầu vào: σH = 430.4MPa Độ rắn bề mặt 250HB ≈ 260HV Dựa vào công thức 13.6 [1] ta có: χ br = 10 −5 H... dầu thấp nhất ngập (0.75 ÷ 2) bề rộng răng b (b = 39) của bánh răng Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất ∆h = hmax – hmin = 10 mm Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/6 đường bánh răng (dbr = 255 mm) Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau: H = 0.5dbr – 0.75b – 15 = 88.25 > 1 × 255 = 85 3 với dbr = 255, b = 39 Do đó, hộp giảm tốc... 9 =3 = 25, 06 mm 0,1[σ ] 0,1.67 Theo tiêu chuNn và để phù hợp với kết cấu ta chọn d B = d C = 30 mm Đường kính trục tại A và D là: d A = d D = 25 mm 6 Kiểm nghiệm then Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng: Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau: σd = τc = 2T dl t (h − t1 ) ≤ [σ d ] 2T ≤ [τ c... Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 1 Dung sai và lắp ghép bánh răng Trang 32 Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng với trục: Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn (µm) dưới (µm) Mối lắp N max (µm) Smax (µm) ES es EI ei ∅26H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 ∅34H7/k6... 6737, 04 N 9 Tra bảng phụ lục 9.4, ta chọn ổ cỡ nhẹ ký hiệu 7207 với C = 38000N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ nth = 7000 vg/ph 10 Tuổi thọ của ổ m 10 C   38000  L=  =   1713,12  Q 3 = 30665, 69 triệu vòng 11 Tuổi thọ tính bằng giờ Lh = 106 L 106.30665,69 = = 3194342, 71 giờ 60n 60.160 2.6 THIẾT KẾ VỎ HỘP: Chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm... 24,95 mm 20 Chọn d1 = 25 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai (đoạn trục đầu bên trái) Các đường kính còn lại chọn như hình vẽ dưới đây 26 30 51 34 30 60 28 62 3 Phân tích lực tác dụng lên chi tiết - Bánh đai: Fd = 644,8 N - Bánh răng: Ft1 = 2T1 2.62147 = = 1421, 07 N d m1 87, 465 Fr1 = F t1 tgα cos δ1 = 1421, 07.tg 20o.cos 21,8o = 480, 24 N Fa1 = F t1 tgα sin δ1 = 1421, 07.tg 20o.sin 21,8o = 192, 08 N... nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10 Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau: Tên gọi Chiều dày: Biểu thức tính toán Thân hộp δ δ = 8mm Nắp hộp δ1 δ1 = 8mm Trang 27 Gân tăng cứng Chiều dày, e e = 10mm Chiều cao, h h = 60mm Độ dốc 5o Đường kính: + Bu-lông nền, d1 d1 = 16 + Bu-lông cạnh ổ, d2 d2 = 12 + Bu-lông ghép bích nắp và thân, d3 d3 = 12 + Vít ghép nắp ổ, d4 d4 = 8 + . VÍ DỤ THIẾT KẾ HTTĐ VỚI HGT BÁNH RĂNG CÔN Trang 4 1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2. Bộ truyền đai dẹt 3. Hộp giảm tốc bánh răng nón 1 cấp. trong quá trình sử dụng, ta phải thay dây đai khoảng 12 lần. 2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG Dữ liệu đầu vào: u br = 2.5; T 1 = 62147 Nmm; n 1 = 400 vg/ph Trang 10 Vì bộ truyền bánh răng ở đây là. TỶ SỐ TRUYỀN Số liệu thiết kế: công suất trên trục công tác P ct = 2,5 kW, số vòng quay của trục thùng trộn 160 lv n = vg/ph . 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ : 1. Công suất bộ phận công tác: P ct = 2,5