Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng

Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau

khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn

thiết kế đồ án môn học Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng

vậy

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên

cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ cơ khí

cũng như các chi tiết máy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu

tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy Nhiệm vụ

chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ

cấu chấp hành

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh

răng trụ răng nghiêng” có các 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 cũng có nhiều 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

Hộp giảm tốc này không thể sử dụng được ở những nơi có

không gian nhỏ

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt

tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến

thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến

thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn

mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên

ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc

cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính

mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những

khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến

thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn qúy thầy cô

Đà Nẵng, ngày 10 tháng 12 năm 2002

Sinh viên thiết kế

Trần Ngọc Hải

PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN ChươngI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toànbộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điềukiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép

- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cảnban đầu của phụ tải khi mới khởi động

Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế.Nếu gọi: Nlv là công suất làm việc của băng tải

No là công suất cần thiết kế của bộ truyền

 là hiệu suất truyền dộng

Thì: No = Nlv/

Trong đó: Nlv = 4 , 784

1000

84 , 1 2600 1000

2 

 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

99 , 0

784 , 4

Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm

> No Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãnđiều kiện này Theo TKCTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điệnche kín có quạt gió A02-51-4 có:

 Công suất động cơ Nđm = 7,5 Kw

 Số vòng quay của động cơ n = 1460 vòng/phút

 Hiệu suất động cơ đc = 88,5

 Khối lượng động cơ m = 93 Kg

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

ChươngII: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

II-1 Tỷ số truyền.

Tý số truyền động chung: i = n/nt

Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động

100 60

1000 60 V

 ing tỷ số truyền của bộ truyền đai

 it tỷ số truyền của hộp giảm tốc

 in tỷ số truyền cấp nhanh

 ic tỷ số truyền cấp chậm

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnhhưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí Việcphân phối it cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệgiữa in và it ) theo nguyên tắc:

- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏnhất

- Điều kiện bôi trơn tốt nhất

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để chocác bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâmtrong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răngphải xấp xỉ nhau, ta phân phối in  ic

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

Chọn: ic = 2,5  in = 2,9

 ing = iđ = i/(in.ic) = 2

II.2.Số vòng quay của các trục

phút / vòng 252 9

, 2

703 i

n n

phút / vòng 730 2

1460 i

n n

n

I II

đ I

, 2

252 i

n n

C

II III   

II.3.Công suất trên các trục

Kw 88 , 4 97 , 0 99 , 0 08 , 5

N N

Kw 08 , 5 97 , 0 99 , 0 29 , 5 N N

Kw 29 , 5 95 , 0 57 , 5 N N

3 2 II III

3 2 I II

1 O I

Nmm 466040 100

88 , 4 10 55 , 9 n

N 10 55 , 9 M

Nmm 192516 252

08 , 5 10 55 , 9 n

N 10 55 , 9 M

Nmm 69205 730

29 , 5 10 55 , 9 n

N 10 55 , 9 M

Nmm 34634 1460

57 , 5 10 55 , 9 n

N 10 55 , 9 M

6

III III 6 XIII

6

II II 6 XII

6

I I 6 XI

6

đC đC 6 XđC

PhầnII: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

ChươngI: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI.

Truyền động đai được dùng để truyền dẫn giữa cáctrục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm, an toàn khi quátải Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên vì có trượtgiữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định.

Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn Theo chỉ tiêuthiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền i = ing = 2.Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 7,5 Kw Sốvòng quay trục dẫn n = nđc =1460 vòng/phút Kiểu truyền độngthường

I.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 Б Ơí đây ta tính toán cho cảhai loại và chọn ra loại thích hợp hơn

Theo bảng 5-11:

ĐaiKý hiệu B Б

ao

hoahF(mm2)

194,82213,5230

144,11710,5138

I.2.Định đường kính bánh đai.

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

Đối với đai loại Б chọn D1 = 140mm

Vận tốc của đai:

s / m D 0765 , 0 D 1000 60

1460 1000 60

n D

ho a

h

) 1 ( D i

D2  1   ;  là hệ số trượt của đai

Với đai thang  = 0,02

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

D1 = 200mm  D2 = 400mm

D1 = 140mm  D2 = 280mm

Số vòng quay thực của trục bị dẫn:

phút /

vòng 4 , 714 1460 ).

02 , 0 1 (

5 , 0 n D

D ) 1 (

2

1 '

Tỷ số truyền thực tế: i’ = 2,04

4,715

1460n

n' 2

1



I.3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục:

Theo bảng 5-16 chọn A = 1,2D2mm Loại B Loại Б

480mm 336mm

I.4.Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A:

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

A 4

) D D ( ) D D ( 2 A 2 L

2 1 2 1 2

) 200 400 ( ) 200 400 ( 2 480 2

280 4

) 140 280 ( ) 140 280 ( 2 336 2

u < umax = 10  thỏa mãn

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

chuẩn:

8

) D D ( 8 ) D D ( L 2 ) D D ( L 2 A

2 1 2

2 1 2 1

2 2

2 2

Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:

A A D D 180

1 2 o 2

1 2 o 1

o155o

156

Thỏa mãn: 1 > 120o

I.6.Xác định số đai cần thiết:

Gọi Z là số đai cần thiết

  C C C F

v

N 1000 Z

v t o





Chọn ứng suất căng ban đầu o =1,2N/mm2

Theo bảng 5-17 ta có được [p] N/mm2 1,51

5 , 7 1000

138 00 , 1 92 , 0 8 , 0 51 , 1 70 , 10

5 , 7 1000

I.7.Định kích thước chủ yếu của bánh đai:

Kích thước rãnh bánh đai theo bảng 10-3: t 2620

e t



Dt ho

B = (Z - 1).t + 23 mm 60 63Đường kính ngoài của bánh đai:

Đường kính mayơ : dl = (1,82).d

Chiều dài mayơ : l = (1,52).d

I.8.Xác đinh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:

có kích thước nhỏ gọn hơn, vận tốc truyền động nhỏ hơn tuyrằng phải dùng nhiều dây đai nên bề rộng bánh đai tương đốilớn./

ChươngII: TH.KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP

GIẢM TỐC.

II.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.

1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.

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

b= 800 N/mm2 ; ch= 450 N/mm2 ; HB = 210

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

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170

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

1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1.Ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Ntđ2= 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti

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

Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

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

442 N/mm2

Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[]tx2= 2,6.210 =

546 N/mm2

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

2.Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Ntđ2= 60.1.5.320.16.(715,4/2,9).[16.0,5 + (0,6)6.0,5]=19,83.106

k 5 ,

2

tx

6

n

N k i.

] [

10 05 , 1 ) 1 i ( A

mm 130 252 25 , 1 4 , 0

29 , 5 3 , 1 9 , 2 442

10 05 , 1 ) 1 9 , 2 (

2 6

1000 60

730 150 2 )

1 i ( 1000 60

n A 2

Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác 9

1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k:

Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k =

ktt.kđ.

ktt- hệ số tập trung tải trọng

kđ- hệ số tải trọng động

Chiều rộng bánh răng: b = A.A = 0,4.150 = 60 mm

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm 77 1 9 , 2

150 2 1 i

A 2

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

Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (1,13+ 1)/2 = 1,065.Giả sử:



 sin

m 5 , 2

b n theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,2

Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,276

k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại

khoảng cách trục A

Như vậy lấy chính xác A = 150 mm

1.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:

Modun pháp: mn = (0,010,02).A = (1,53.0) mm

Theo bảng 3-1 chọn mn= 2

Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10o

Tổng số răng của hai bánh:

148 2

10 cos 150 2 m

cos A 2 Z Z

n 2

1

Số răng bánh nhỏ:

9 , 37 1 9 , 2

148 1

2 148 A

2

m

2 5 , 2 sin

m 5 ,







1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3

Bánh nhỏ: Ztđ1 =38/(0,98667)3 = 40.

1 1

2 n 1

6

5 , 1 60 730 38 2 476 , 0

29 , 5 3 , 1 10 1 , 19 '

b n Z m y

N k 10 1 , 19

Ứng suất uốn cho phép: []uqt =0,8.ch.

Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.450 = 360 N/mm2.Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2

Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

II

I qt 3 6

txqt

n b '.

N k ) 1 9 , 2 ( 9 , 2 150

10 05 , 1

6

252 60 2 , 1

29 , 5 4 , 1 9 , 3 9 , 2 150

10 05 , 1







txqt < 1105 N/mm2  thỏa mãn

Kiểm tra sức bền uốn : uqt = kqt.u

Bánh nhỏ: txqt1 = 24,79.1,4 = 34,7 N/mm2 < []uqt1

1.12.Tính lực tác dụng lên trục:

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm và lực dọc trục Pa

730 77

29 , 5 10 55 , 9 2 d

Mx , 2

Lực hướng tâm: 663 N

cos

20 tg 1798 cos

tg P

2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.

Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:

b = 600 N/mm2 ; ch = 300 N/mm2 ; HB = 210

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

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b = 500 N/mm2 ; ch = 260 N/mm2 ; HB = 170

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

2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1.Ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Ntđ2 = 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti

= 60.1.5.320.16.100.[13.0,5 + (0,6)3.0,5] = 9,34.107 > No

Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1 = Ntđ2.in > NoNên chọn k’N = 1 cho cả 2 bánh răng

 []tx = []Notx k’ = 2,6.HBỨng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: []tx2 = 2,6.170 =

442 N/mm2

Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[]tx2 = 2,6.200 =

526 N/mm2

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

2.Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

k 5 ,

N 1

do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động

Giới hạn mỏi uốn của thép 45: -1 = 0,43.600 = 258 N/mm2.Giới hạn mỏi uốn của thép 35: -1 = 0,43.500 = 215 N/mm2

2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: A = b/A = 0,4

2.5.Xác định khoảng cách trục:

3

III A II 2

c tx

6

N k i.

] [

10 05 , 1 ) 1 i ( A

08 , 5 3 , 1 5 , 2 442

10 05 , 1 ) 1 5 , 2 (

2 6

1000 60

252 170 2 )

1 i ( 1000 60

n A 2 v

170 2 1 i

A 2 d

Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,15

Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (1,15+ 1)/2 = 1,075.Giả sử:



 sin

m 5 , 2

b n theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2

 k = ktt.kđ =1,29

k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại

khoảng cách trục A

Như vậy lấy chính xác A = 170 mm

2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:

Modun pháp: mn = (0,010,02).A = (1,73.4) mm

Ta chọn mn = 2.5

Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10o

Tổng số răng của hai bánh răng:

134 5

, 2

10 cos 170 2 m

cos A 2 Z Z

n 4

3

Số răng bánh nhỏ:

3 , 38 1 5 , 2

134 1

i

Z Z

5 , 2 134 A

2

m

5 , 2 5 , 2 sin

m 5 , 2

o



2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3

Bánh nhỏ: Ztđ1 = 38/(0,985)3 = 40

6

1 1

2 n 1

6

5 , 1 68 252 38 5 , 2 476 , 0

09 , 5 3 , 1 10 1 , 19 '

b n Z m y

N k 10 1 , 19

Ứng suất uốn cho phép: []uqt = 0,8.ch.

Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2

Kiểm tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4

2 3

6

100 68 2 , 1

09 , 5 4 , 1 5 , 3 5 , 2 150

10 05 , 1





 txqt < 1105 N/mm2  thỏa mãn

Kiểm tra sức bền uốn : uqt = kqt.u

Bánh nhỏ: txqt1 = 43,4.1,4 = 34,7 N/mm2 < []uqt1

08 , 5 10 55 , 9 2 d

Mx , 2 P

tg P

Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắncho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung Lấy C =120

 Đối với trục I: NI = 5,29 Kw

nI = 730 vòng/phút

730

29 , 5 120

dIII  3 

I.2.Chọn vật liệu chế tạo trục:

Vì trục chịu tải trọng khá lớn và moment xoắn cho nênchọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: b = 800 N/mm2;

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

I.3.Tính gần đúng trục:

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

 Khe hở giữa các bánh răng: e = 10 mm

 Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp:  = 10mm

 Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2

 Chiều rộng bánh đai: 105 mm

 Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 60mm

I.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:

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

P3 Pr3

5 , 60 663 2

/ 77 296 94 1430 c

b a

c P 2 / d P l.

5 , 60 1789 c

b a

c P

 Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm:

Ở tiết diện n-n: Mu(n-n) = Rđ.l = 1430.94 = 134420 Nmm

ux 2

uy )

m m (

 Tính đường kính trục ớ 2 tiết diện n-n và m-m theo côngthức (7-3):

mm ] [ 1 , 0

75 , 0 146173 M

75 , 0 M

XI 2

R By R By

mm 3 , 29 63 1 , 0

157949

dmm  3  [] = 63 N/mm2

Ở tiết diện n-n:

mm 147176 69205

75 , 0 134420

mm 29 63 1 , 0

147176

dnn 3 

2.Tính chính xác trục I:

) 5 , 2 5 , 1 ( ] n [ n n

n n n

a = max = -min= Mu/W với m = 0

Ta xét ở tiết diện m-m: Mu= 146137 Nmm

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

 a = 146137/2730 = 54 N/mm2.Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động:

69205 W

2

Theo bảng 7-4 ta có:  = 0,86 ;  = 0,75

Tập trung ứng suất do rãnh then theo bảng 7-8 k = 1,84 ; k

= 1,7

 k/ = 1,84/0.86 = 2,14

k/ = 1,7/0,75 = 2,27Tập trung ứng suất do lắp căng với kiểu lắp ta chọn T3, ápsuất sinh ra trên bến mặt ghép: p  30 N/mm2

Theo bảng 7-10 ta có: k/ = 3,3

 k/ = 1 + 0,6(k/ - 1) = 2,38Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

3,3.1.54 2

360

.kn

kn

7 , 13 2 n

2



 Vậy điều kiện bền của trục được thỏa mãn

2 / 97 700 5 , 138 1467 5

, 60 663 2 / 223 296 R

c b a

2 / d P ) c b (

P c P 2 / d P R

Dy

3 3 3

r 2 r 2

2 Dy

, 60 1789 c

b a

) c b ( P c P

) q q (

R Cy C

Pr 3

38677 r

153549 b

P 3

Muy

Mux D

R Dy R Dy

33 , 3 mm

63 1 , 0

) r

274587

drr  3 

2.Tính chính xác trục II:

Ta xét ở tiết diện r-r: Mu = 218177 Nmm

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

Ưngs suất pháp: a = 218177/4270 = 51 N/mm2

Ứng suất tiếp: a = m = 192516/(2.9240) = 10,4N/mm2

Theo bảng 7-4 ta có:  = 0,85 ;  = 0,73

Theo bảng 7-8 ta có k = 1,84 ; k = 1,7

 k/ = 1,84/0.85 = 2,18

k/ = 1,7/0,73 = 2,33 Theo bảng 7-10 ta có: k/ = 3,65

 k/ = 1+ 0,6(k/ - 1) = 2,59Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

3,65.1.51 1,9

360

.kn

kn

28 , 7 9 , 1 n

2



Vậy điều kiện bền của trục được thỏa mãn

2 / 242 700 5 , 134 1467 R

c b a

) c b (

P 2 / d P R

Fy

4 r 4

4 Fy

b a

) c b ( P

Mx

R Fx

Pr 4

466040 173054

F

Mux Muy

R Fy