Thiết kế hộp giảm tốc một cấp inbox để nhận bản vẽ

LỜI MỞ ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấ

LỜI MỞ ĐẦU



Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức

cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khí thiết kế máy

Trong quá trình học tập môn học Chi tiết máy, chúng em đã được làm quen với các kiến thức cơ bản của các kết cấu máy, các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn học chi tiết máy, chế tạo phôi, sức bền vật liệu, dung sai…

Với đề tài được giao: “Thiết kế hộp giảm tốc một cấp” em thấy đây là đề

rất hay và gần gũi kiến thức và chuyên nghành của mình Sau khi nhận được đề tài này cùng với sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo hướng dẫn và các thầy cô trong khoa ,bạn bè và sự nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đề tài này Tuy nhiên trong quá trình làm việc mặc dù đã rất cố gắng nhưng do trình độ còn hạn chế và

ít kinh nghiệm nên không thể tránh khỏi những sai sót Vì vậy em rất mong sẽ nhận được những sự đóng góp ý kiến chỉ bảo tận tình, kịp thời của thầy cô và các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội Ngày 25 tháng 04 năm 2012

Giảng viên

= 6,0 KW (2.8) 2.Xác định công suất yêu cầu :

Pyc = β

ηct.

P

η : là hiệu suất truyền động

β : là hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng

+Hiệu suất: η = η1.η2.η3 ⇒ η = η k.η2

ol.ηbr.ηđ ηot

Trong đó η k : hiệu suất nối trục di động,

ηol : hiệu suất 1 cặp ổ lăn ( có 2 cặp ổ lăn)

ηot : hiệu suất một cặp ỗ trượt

ηbr : hiệu suất bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc,

ηx : hiệu suất bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai thang )

i i k

i i

t

t T

T t

t T

T t

t T

T t

t P

1

2 1 2 1 1 2

1

2 1 1

2 1

) ( ) (

) (

2 , 4 72

= 6,849 kw

3.Chọn động cơ :

.

60000

ph vg D

60000

ph vg D

usbh :tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc usbh=(3…4)

usbx :tỉ số truyền sợ bộ của đai thang usbđ =(2…5)

ut = 4 5 = 20

=> nsb = 73,4 20 = 1468 (vg/ph)

Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc ≥ Ptđ , nđc≈ nsb , ≤

Từ đó Tra bảng P 1.3 tìm được kiểu động cơ 4A132S4Y3 Với các thông số

suất(KW)

Vận tốc (vòng/phút)

Kết luận động cơ 4A132S4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế

II Phân phối tỉ số truyền

Tính tỉ số truyền của hệ :

lv

đc t

1455n

n

lv

Mặt khác ta có : ut = uh un

Trong đó un : là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài (đai thang) chọn un =5

uh : là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng

5

19,82u

u

n

Vậy ta chọn ubr = uh = 3,96 ; uđai = un = 5

III Xác định công suất , mô men số vòng quay sơ bộ các trục

1 Công suất trên các trục :

Pct = 6,0 kW

99,0.992,0

6,0

97,0.992,0

6,1

n

(vòng/phút)

Trục II : nII = 73 , 5

96 , 3

291 =

=

br

I u

(N.mm)

Trục I : TI = 208065 , 3

291

34 , 6 10 55 , 9 10 55 ,

I

I n

P 10

PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I TÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép( Bé truyÒn ®ai thang)

1 Chọn tiết diện đai : Dùa vµo c«ng suÊt cÇn truyÒn Plv= 6,0 vµ sè vßng quay cña b¸nh ®ai nhá n1d = ndc = 1455 (v/ph)

Chọn tiết diện đai A với cã th«ng số:

40 0

13 11

H×nh 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang

2 Tính toán sơ bộ đai

60000

1455 180 14 , 3 60000

.

max 1

1 (

% 100 = − = <

u t

Thỏa mãn điều kiện

-Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai : Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2:

Kiểm tra điều kiện a: 566,5 = 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) = 2060

Theo (4.4) tài liệu [1]

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

mm a

d d d d a

l

3449 850

4

) 180 850 ( ) 850 180 (

5 , 0 850 2

4

) (

) (

5 , 0 2

2

2 1 2 2 1

=

− + + +

=

− + + +

=

π π

Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn

l = 3550 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Theo (4.15) tài liệu [1] ghh

max

86 , 3 55 , 3

7 , 13

i l

v

i= = = <

với imax = 10 vòng/giây

Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]

mm d

d d

d l d

d l

8

) (

8 )]

( 2 [ ) (

1 2

2 1 2 1

2 + + − + − − =

−

=

Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ

) (

4 , 904

57 180

d

C C C

K P z

C [P

.

o

1

α

=

Trong đó:

+ Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → Cα= 1-0,0025(180- α 1) = 0,89với α = 137,77o

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

08 , 2 1700

Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → Kđ = 1,0

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → Cu = 1,14 với u = 5

+ [Po] : công suất cho phép (kW)

Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [Po] = 2,47 kW

với v = 13,7 m/s và d1 = 180 mm

47 , 2

1 , 6 ] [

1 = =

o P P

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đaiBảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → Cz = 0,95

55 , 1 95 , 0 14 , 1 89 , 0 47 , 2

0 , 1 1 ,

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1] qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng = 13,7 (m/s)

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]

v d

z C v

K P

.

.

780 1

α

) ( 8 , 214 7 , 19 2 89 , 0 7 , 13

0 , 1 1 , 6 780

B t

Số đaiLực tác dụng lên trục

d1, mm

d2, mm

B, mm

l, mmz

FR, N

1808503535502801,5

II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1.

C họn vật liệu :

Do hộp giảm tốc bánh răng côn với đặc tính làm việc va đập vừa ,chịu công suất nhỏ nên chọn vật liệu nhóm I (HB≤ 350) đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ (có thể thường hóa hoặc tôi cải thiện) từ 10 ÷15 đơn vị:

mH ;mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ,do HB ≤ 350

→ mH = 6, mF =6

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

4 ,

NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 ;

NHE ;NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

( i ) i CK i

Trong đó:

c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

H be be

H br

R e

u K K

K T u

K R

σ

β

−+

/

1 0 , 5 100 50 100

; 5

b

57 , 0 25 , 0 2

4 25 , 0 2

u K

96 , 3 25 , 0 ).

25 , 0 1 (

18 , 1 3 , 208065

1 96

=

đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động là:

mm u

R d

m m

be

tm

25 , 0 5 , 0 1

532 , 3 5

, 0

Dựa vào bảng (6.20) tttk hdđ cơ khí tập 1 ; chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng :

x1 =0,42; x2 =- 0,42 ;

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1.mtm= 27.3,5=94,5 mm

- Đường kính trung bình của bánh lớn: dm2 = z1.mtm= 108.3,5=378 mm -Đường kính chia ngoài bánh côn 2: de2= mte z2= 4.108= 432 mm

-Chiều dài côn ngoài : R e 0,5.m te. z z2 222mm

2

2

1 + =

=

-Chiều cao răng ngoài: h e= 2 h te m te+c

Với hte = cosβm =cos30 ; c= 0,2 mte =0,2.4=0,8

Vậy: h e = 2 h te m te+c= 2 cos 30 0 4 + 0 , 8 = 7 , 73mm

-Chiều cao đầu răng ngoài:

h ae1=(h te+x n1 cosβ1)m te

,

theo bảng(6.20) ta có: xn1=0.33

Nên: hae1= ( cos30 + 0.33.cos300).4 = 4,61 mm

hae2 = 2.hte.mte – hae1= 2.cos30 4 – 4,61 = 2,32 mm

-Chiều cao chân răng ngoài:

hfe1 = he – hae1 = 7,73 – 4,61 = 3,12 mm

hfe2 = he – hae2 = 7,73 – 2,32 = 5,41 mm

-Đường kính đỉnh răng ngoài:

dae1 = de1 + 2.hae1.cos δ1 = 4 27 + 2.4,61.cos14,040 = 117 mm

dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2 = 4.108 + 2 2,32.cos 75,960 = 486 mm 5.Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất uốn được tính:

[ ]H m

H H

M

u K T Z Z

1

2 1

85 , 0

1 2

thời ăn khớp Đối với bánh răng côn thẳng K Hα = 1.

K K T

d b v

2

H H

)1.(

1 0

1 0

+

96,3

)196,3.(

KHV = 1,11 => kH= 1,31

u bd

u K T Z Z Z

m

H H

M

85 , 0

1 2

2 1

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

[ ]σF = min( [ ] [ ]σF 1, σF 2)= 236 , 5MPa

[ ] [ ]2 1

2 1 2

1 1

1 1

1

85 , 0 2

F F

F F F

F m

nm

F F

F

Y Y

d bm

Y Y Y K T

σ

σ σ

thời ăn khớp khi thử về uốn Đối với bánh côn răng thẳng K Fα = 1, 27.

Fv

K : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1+

Fa F

m F

K K T

d b v

β

2

1 1

7Kiểm nghiệm về quá tải:

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại và

ứng suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc: σHmax = σH Kqt ≤ [σH]max ; Với Kqt = =2,3

σHmax = 425,96 2,3 = 646 ≤ [σH]max = 1624 MPa

- Ứng suất uốn : σF1max = σF1.Kqt = 142,66 2,3 = 328,12 ≤ [σF1]max = 464 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 146,39 2,3 = 336,7 ≤ [σF2]max = 360 MPa Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện quá tải

8 Các thông số hình học và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

Thông số Kí hiệu Kết quả

-9.Trị số các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục :

Do bộ truyền bánh răng côn gây ra :

2

* Fr1 = Fa2 = Ft1 tgα cosδ1= 2160,99N

* Fa1 = Fr2 = Ft1 tgα sinδ1= 540,4 N

III THIẾT KẾ TRỤC

1 Thiết kế trục

1.1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có σb = 600 MPa,

Chọn ứng suất xoắn cho phép :

3 , 208065 ]

.[

2 ,

0 , 792585 ]

.[

2 ,

Để truyền momen từ trục 2 sang trục làm việc ta dùng nối trục đàn hồi, nối trục

trang 68 quyển 2 ta chọn được khớp nối

Các thông số về kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Ứng suất dập cho phép của vòng caosu: [σ]d = 2 4 (N/mm2)

Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u = 60 80(N/mm2)

8

0 , 762585

3 , 1

.

2

= N/mm2< [σd] =(2…4) N/mm2

Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập

+Điều kiện sức bền của chốt :

Z D d

l T k

c u

1 , 0

.

0 3 0

52 0 , 792585

3 , 1

2 2

0

=

Vậy tải trọng phụ tại khớp nối FrKN = ( 0,1 ÷0,3 ) FtKN = 0,1.9907,3 = 990,7 N

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

* k3=15mm – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ (bảng10.3 ) ;

* hn=20mm (bảng 10.3 ) - chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

⇒ l12 = -lc12 = -[0,5(50+23)+15+20]=-72 mm

l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5 (b0 –b13cos δ1)

* l11=(2,5 3)40 =110 mm , b13 =kbe. Re= 50 mm

* lm13=50 – chiều dài moay ơ bánh răng côn

∑Mx/o= Fy12 l12 – Fy11 l11 - Fr1 l13 + 0,5Fa1 dm1 = 0

 Fy11=

11

12 12 1 1 13

1 0 , 5

l

l F d F l

−

= -2622,9 NHợp lực theo phương OY tai 0

∑Fy/o = -Fy12 + Fy10 - Fy11 - Fr1 =0

 Fy10 = 104,83 N

+ Trong mặt phẳng nằm ngang (xoz)

Phương trình cân bằng momen tại 0

= 23,31 mmTại tiết diện lắp ổ lăn 0: d10 = 30 mm

Tại tiết diện 1-1

776207,67

Tiết diện lắp ổ lăn 1 : d11 = 30 mm

Tại tiết diện 3-3

Mx13 = 0,5Fa1 dm1 = 23832,9 Nmm

My13 = 0 Nmm

Mtd13 = 23832,9 2 + 0 , 75 208065,3 2 = 181759,14 Nmm

Vậy d13 = 3

50 1 , 0

180189,84

=23,2mmTại tiết diện lắp bánh đai: d12 = 24 mm

Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta được:

- Đường kính tiết diện lắp ổ lăn 0 : d10 = 30 mm

- Đường kính tiết diện lắp ổ lăn 1: d11 = 30 mm

- Đường kính tiết diện lắp bánh răng côn : d13 = 25 mm

- Đường kính tiết diện lắp bánh đai : d12 = 24mm

=29,5 mm

Tiết diện lắp ổ lăn 0 : d20 = 30 mm

Mtd23 = 0 , 75 792585 2 = 686398,75 Nmm

Vậy d23 =3

50 1 , 0

686398,75

= 27,59 mm Tiết diện lăp khớp nối : d23 = 28 mm

Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta được:

d20 = 30mm ; d21 = 30 mm

d22 = 35 mm ; d23 = 28 mm+Biểu đồ momen

2.2.7 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn :

d

t d bt d W

2

32

1 1

j j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

1 1

3 max

mj

W

T

2 2

j

d

t d bt d W

2

16

3 1 1 20

−

−

= π

là momen chống xoắn (bảng 10.6 trang 196)

j oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

3

max

π

τ τ τ

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 2 ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng và tiết diện lắp ổ lăn và lắp khớp nối

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

σ

.

1

+

Trong đó : σ-1, τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σa, τavà σm, τm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

+ Xác định các trị số Kσd và Kτd theo công thức( 10.25) và (10.26)

y

x dj

K

K K

K =  σ + −1

σ σ

y

x t dj

K

K K

K =  ετ + −1

τPhương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 µm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt: Kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1

+Tại tiết diện lắp ổ lăn 1-0.: trục tiết diện tròn.

mj

W

T

2 2

max

=

=

= τ ττ

3 , 8

2 10

1 2

1 0

a

W

T

τ τ

Lại có: Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, với σb = 600MPa và đương kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỷ số:

Kσ/εσ = 2,06

Kτ/ετ =1,64

Nên: 1 2,06 1,06 1

2,12 1

x dj

y

K K K

K

σ σ σ

1

=

− +

dj

K

K K

262

0 1

1 0

+

= +

adI

s

σ ψ σ

σ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo công thức (10.21)

77 , 10 0 05 , 0 3 , 8 7 , 1

152

0 1

1 0

+

= +

dI I

k

s

σ ψ τ

τ

τ τ

τ τ

Hệ số an toàn s s=s aI1−0.sτI1−0/ s2aI1 − 0 +s2τI1 − 0 = 2 , 2 > [s] = 1 , 5 2

Vậy trục tại tiết diện lắp ổ lăn 1-0 đảm bảo diều kiện bền mỏi

+Tại tiết diện lắp ổ lăn 1-1.: trục tiết diện tròn.

-Có d=30 mm M1-1= 776207,67 Nmm

32

3 1 1 1

mj

W

T

2 2

max =

=

= τ ττ

0

1− = d =

Suy ra:

29 , 8

1 1 1

T

τ τ

Lại có:

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, với σb = 600MPa và đương kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỷ số:

Kσ/εσ = 2,06

Kτ/ετ =1,64

2,12 1

x dj

y

K K K

K

σ σ σ

1

=

− +

dj

K

K K

262

1 1

1

+

= +

adI aI

k

s

σ ψ σ

152

. 11 11

1 1

1

+

= +

dI I

k

s

σ ψ τ

τ

τ τ

τ τ

Hệ số an toàn s

s=s aI−1.sτI1−1/ s2aI1 − 1 +s2τI− 1 =0,76>[s]=1, 2

Vậy trục tại tiết diện lắp ổ lăn 1-0 đảm bảo diều kiện bền mỏi

+Tại tiết diện lắp bánh răng 1-3: Tiết diện trục có 1 rãnh then.

Có: d= 25 mm tra bảng 9.1a(TL1,tập 1) ta được: b=10 mm và t=8mm;

M1-2= 181759,14 Nmm

Momen cản uốn:

2 1

2 1 2

mj

W

T

2 2

) (

32

1 3

2

1− = − − =

j

j j

I

d

t d bt d

Ta có: T

1

= 208065,3 Nmm Momen xoắn:

7581

2

) (

16

1 3

2

1− = − − =

j

j j

I

d

t d bt d

Suy ra:

74 , 13

2 1 2

1 2

1 2

T

τ τ

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón, hệ số tập chung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 600 MPa là Kσ = 1,76 và Kτ = 1,54

K

K K

K =  σ + −1

σ σ

y

x t dj

K

K K

K = ετ + −1

τ

Khi đó tại tiết diện 1-4 ta tính được:

13 2 1

1 06 , 1 07 , 2

1

=

− +

σ σ

ε

1

1 06 , 1 97 , 1

1

=

− +

K

K K

262

. 1 2 1 2

2 1

1 2

+

= +

adI aI

k

s

σ ψ σ

152

. 12 1 2

2 1

1 2

+

= +

dI I

k

s

τ ψ τ

τ

τ τ

τ τ

Hệ số an toàn s :

2 5 , 1 ] [ 41 , 0 /

. 1 2 2 1 2 2 1 2 2

t d bt d W

2

32

j j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

3 1 1 2max

mj

W

T

2 2

j

d

t d bt d W

2

16

1 1

3 0

−

−

= π

là momen chống xoắn (bảng 10.6 trang 196)

j oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

3

max

π

τ τ τ

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 2 ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng và tiết diện lắp ổ lăn và lắp khớp nối

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

1

+

Trong đó : σ-1, τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σa, τavà σm, τm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

+ Xác định các trị số Kσd và Kτd theo công thức( 10.25) và (10.26)