Tính toán, thiết kế hộp giảm tốc

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .

B/PHẦN THUYẾT MINH

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC

1 1/ Chọn động cơ.

1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.

Công suất trên trục công tác:

1000

8500.0,3 1000

Trong đó:  là hiệu suất truyền động  :Hệ số thay đổi tải trọng

Hiệu suất truyền động:

 = xích..m

ổlăn.k bánhrăng .khớp nối.m: số cặp ổ lăn (m=4)

k: số cặp bánh răng (k=2);

tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có

hiệu suất của bộ truyền xích để hở: xích.=0,93

hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổlăn.=0,995

hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : bánhrăng =0,97

hiệu suất của nối trục đàn hồi: khớp nối=0,99

vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là

4 1 t

t T

ck i 2

1.1.2 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác:

220 14 , 3

3 , 0 1000 60

1000 60

phút vòng D

v







trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang

số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb=nct.usb= nct.ux(sb) uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút)

1.1.3 Chọn động cơ:

động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc  Pyc , nđc  nsb và

dn

K mm

T

T T

Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm

Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được:

% 4

% 0002 , 0

% 100 044 , 26

044 , 26 05 , 26

% 100

n

n n

2,55 η

η

P P

xich ol

ct

856 , 2 0,995.0,97

2,756 η

η

P P

br ol

3

96 , 2 0,995.0,97

2,856 η

η

P P

br ol

2

Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:

005 , 3 0,995.0,99

2,96 η

η

P P

khop ol

1

10 55 , 9 2

1

1 6

,55.10 9 n

P 10

2

2 6

Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.

2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau

H] ( S ) Z Z K K

[   0 lim

FL FC xF s R F F

F] ( S ) Y Y K K K

[   0 limTrong đó:

Z R -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc

Z v - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

Y S –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

K xF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ

1

.

1

.





xF S R

xH V R

K Y Y

K Z Z

K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K FC =1

S H , S F –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 ta có :

S H =1,1; S F =1,75.

lim 0 lim

lim

0 lim

8,

lim

0 lim

lim

0 lim

) ( 423 235 8, 1

8,

lim

0 lim

K HL , K FL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H

m HE

HO HL

.10.626,1245

HO N

N FO =4.10 6

N HE , N FE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Do tải trọng thay đổi nên ta có:

ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i

Ih=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Ih=11500h

Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng.

Ta có:

8 3

3

8

4 8 , 0 8

4 1 11500.(

] [ H 1sb=570.1/1.1=518,2 MPa

] [ H 2sb=540.1/1.1=490,9 MPaSuy ra [ H]m12=([ H]1sb+[ H]2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa

Ta thấy [ H]m12<1,25[ H]2 =613,625

4.10 N

.10 085 , 1 ) 8

4 8 , 0 8

4 11500(1 5,7

60.1.1420

FO 8 6

] [ F 2sb=423.1/1,75=241,7 MPa

Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:

7 1

7 3

3

8

4 8 , 0 8

4 1 11500 188 , 3

12 , 249 1

] [ H 3sb=570.1/1,1=518,2 MPa

] [ H 4sb=540.1/1,1=490,9 MPaSuy ra [ H]m34=([ H]3sb+[ H]4sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa

Ta thấy [ H]m34<1,25[ H]4 =613,625

4.10 N

.10 085 , 1 ) 8

4 86 , 0 8

4 11500(1 5,7

2 60.1.249,1

FO 8

] [ F 4sb=423.1/1,75=241,7 MPa

2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ H]max  2 , 8 ch

[[ ]] [[ ]] 22,,88..450580 12601624[[ ]]

max 4 max

2

max 3 max

1

MPa

MPa

H H

H H

2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ F]1max=[ F]3max=0,8 ch1=0,8.580=464 MPa

[ F]2max=[ F]4max=0,8 ch2=0,8.450=360 MPa

2.1.3 Truyền động bánh răng trụ

2.1.3.1 Đối với cấp nhanh.

2.1.3.1.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a w1

Theo công thức (6.15a):

3

2

' 1

][

.)

1

ba H

H a

w

u

k T u

k a

1

T là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi T1'=9953,5(Nmm)

]

[ H - ứng suất tiếp xúc cho phép

K a, – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.

15 , 1 5 , 9953 ).

1 7 , 5 (

40 cos 100 2 ) 1 (

cos

Zt1=Z1+Z2=20+115=135

Tỷ số truyền thực:

75 , 5 20

u m

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

dw).1=2aw)./(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm;

Tính lại góc  :

84375 , 0 100 2

135 25 , 1

2

cos

1

1 12

.

) 1 (

2

1

H w

H H

M H

d u b

u K T Z

ở đây : αt –góc profil răng αtw). là góc ăn khớp

đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có

'.

20 23 ' 28 32 cos

20 cos

5842 , 0 ) ' 38 38 ( ).

' 20 23 cos(

0

0 0

5 , 2

' 28 32 sin

115

1 20

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 ,

2 1

762 , 0 722 , 1

1

w w H

d b

u a v

63 , 29 30 34 , 1 1

34 , 1 75 , 5 / 100 2 , 2 73 002 , 0



] [ 2 , 353 63

, 29 75 , 5 30

) 1 75 , 5 (

36 , 1 5 , 99563

2 762 , 0 54 , 1

H] [ ] Z .Z .K

504,55.0,95.1.1=479,32

Ta thấy  H<[ H] do vậy bánh răng đủ bền

2.1.3.1.4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức 6.43:

 1

1

1

1 1

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



] [ 2

1

2 1

F

F F F

1 1

768 , 0 140

' 28 32 1 140 1

0 0

77 , 3

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn.

Fv F F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc

êm là 9, ta có: K F=1,37

Fv

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

2

.

w w F

d b

u

a v

100 2 , 2 73 006 ,

63 , 29 30 02 , 4

, 1 63 , 29 30

77 , 3 768 , 0 581 , 0 99 , 1 5 , 9953 2



67 , 3 [ ]

77 , 3

6 , 3 60

Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.1.3.1.5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp cực đại:

Công thức 6.48:

] [

T

T k

 H1max  353 , 2 1 , 3  402 , 7  [ H]max  1260 [MPa].

Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49:

].

[ 464 ]

[ ] [ 78 3 , 1 60

[ ] [ 5 , 74 3 , 1 3 , 57

115 25 , 1 cos

.

] [ 63 , 29 ' 28 32 cos

20 25 , 1 cos

.

2 12 2

1 12 1

mm z

m d

mm z

m d

dw).2=dw).1.um12=170,37 mm

- Đường kính đỉnh răng :

mm m

y x d

d

mm m

y x d

d a

a

87,17225,1)

001.(

237,170)

1.(

2

13,3225,1)

001.(

263,29)

1.(

2

12 2

12 1

x d

d

mm m

x d

d f

f

245,16725,1)

05,2(37,170)

.25,2(

505,2625,1)

05,2(63,29)

.25,2(

12 2 2

12 1 1

-Góc profil răng: αt= 23020’

-Góc ăn khớp: αtw).= 23020’

-Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0

2.1.3.2 Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)

2.1.3.2.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a w2

Theo công thức (6.15a):

3

2 2

2 2

2

] [

)

1 (

2 ba H

H a

w

u

k T u

K a

035 , 1 6 , 109484 ).

1 188 , 3 (

5 ,

-Xác định số răng

Công thức 6.31 ta có:

số răng bánh nhỏ:

4 , 33 ) 1 188 , 3 ( 2

140 2 )

1 (

2

2 34

Zt2=Z3+Z4=33+105=138

Tỷ số truyền thực:

182 , 3 33

% 100 188 , 3

182 , 3 188 , 3

% 100

2

2 2

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:

x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27

x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792góc ăn khớp:

cosαtw).=ztm34cosα/(2aw).)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263

.

) 1 (

2

1

H w

H H

M H

d u b

u K T Z

tw b

1 33

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 ,

865 , 0 3 / ) 753 , 1 4

1

2

3 3







H H

w w H

d b

T2-momen xoắn trên trục 2 T2=109484,6(Nmm)

u a v

021 , 1 13 , 1 035 , 1 6 , 109484

2

86 , 66 70 844 , 0 1

844 , 0 182 , 3 / 140 872 , 0 73 002 , 0



] [ 5 , 420 86

, 66 182 , 3 70

) 1 182 , 3 (

194 , 1 6 , 109484

2 865 , 0 693 , 1

504,55 0,95.1.1=479,3MPa

Ta thấy  H<[ H]34 do vậy bánh răng đủ bềntheo độ bền tiếp xúc

2.1.3.1.4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức 6.43:

2

3

1 3

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



4 3

4 3

F

F F F

1 1

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn.

Fv F F

K   



F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: K F =1,065



F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc

êm là 9, ta có: K F=1,37

Fv

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

2

.

w w F Fv

K K T

d b

a v

140 872 , 0 73 006 ,

2

86 , 66 70 533 , 2

2 86 , 66 70

54 , 3 1 7855 , 0 513 , 1 6 , 109484

2 1

47 , 3 4 , 98

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.1.3.1.5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Công thức 6.48:

] [

T

T k

 H3max  479 , 3 1 , 3  546 , 5  [ H]4max  1260 [MPa].

Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49:

].

[ 464 ]

[ ] [ 9 , 127 3 , 1 4 , 98

1 3

[ ] [ 15 , 124 3 , 1 5 , 95

y x d

d

mm m

y x d

d

a a

912 , 216 2 ).

062 , 0 79 , 0 1 (

2 210 ).

1 (

2

832 , 70 2 ).

062 , 0 27 , 0 1 (

2 66 ).

1 (

2

4 4

4

3 3

x d

d

mm m

x d

d

f f

16 , 208 2 ).

79 , 0 2 5 , 2 ( 210 ).

2 5 , 2 (

08 , 62 2 ).

27 , 0 2 5 , 2 ( 66 ).

2 5 , 2 (

3 4 4 4

4

34 3 3

3

-Đường kính vòng cơ sở:

db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm

db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm-Góc profil gôc: α= 200;

-Góc profil răng: αt= 200

-Góc ăn khớp: αtw).= 2208’

-Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Các thông số cơ bản của

bộ truyền bánh răng Ký hiệu Bánh chủBộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm

động

Bánh bịđộng

Bánh chủđộng

Bánh bịđộngModul

32 0 28’

0

1.251150,330170,37170,37172,87167,245160,095

32 0 28’

0

2330,5706666,95470,83262,0862,0200,27

21050,570210213,048216,912208,16197,33500,79

Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có

2.2.2 Các thông số của bộ truyền xích.

Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:

Zx1 = 25

Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 3 25 = 75  Zxmax =120(thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng)

Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích :

k đ: hệ số tải trọng động Kđ = 1 (tải trọng êm )

k 0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang)

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1;

Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n01 =50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy

có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt dc=7,95mm chiều dài ống :B=22,61 mm

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt[P]=3,20 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm

Theo công thức 5.12 số mắt xích:

1016 14 , 3 4

4 , 25 25 75 2

75 25 4 , 25

1016 2 4 2

.

2 2

2 1 2 2 1

p

a

 Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

75 5 , 0 132 4 , 25 25

,

để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng a = (0,0020,004)a = (0,002 1021,40,004.1021,4)=2,04,1 mm Chọn a =3,4mm

Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

132 15

143 , 78 25

= 0,827 m/s

Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N

Fv :lực căng do lực li tamm gây ra: Fv = q.v2= 2,6 0,8272 = 1,778N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6 1,018 = 156 N

(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)

Do đó: S =

v t

4 , 25 /

4 , 25 /

180

p

mmđường kính vòng đỉnh đĩa xích

da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm

da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm

đường kính vòng chân đĩa xích

df1 = d1- 2r = 202,66 –2 8,0297 = 184,6 mm

df2 = 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm

(với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl=15,88 mm (bảng 5.2)

Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4)

-Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Theo công thức (5.18) :

 H1= 0,47  

d

vd d t r

K A

E F K F

Trong đó

[H ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[H]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1 (bảng 5.6)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 180

10 1 , 2 ).

665 , 1 1 5 , 3332 ( 41 , 0 47 , 0

5

H

 H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởng của

số rang đến đĩa xích Kr=0,21 Ta có:

1 180

10 1 , 2 ).

665 , 1 1 5 , 3332 ( 21 , 0 47

(kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );

2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích :

Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)

2.3.2 Chọn nối trục

Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối thiểu bằng (0,8…1,2)dđc=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

Đkngoài

Chiềudài toàn

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

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

2.3.4 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

c v

x

T K





10 15 45 4

10 26 , 25 2

.

D Zd

l T K





45 10 4 1 , 0

19 10 26 , 25

1 , 0

.

3 3 0

3

2.4 TÍNH TRỤC

2 4.1 Thiết kế trục

2.4.1.1 chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có b= 850 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [] = 15 30 Mpa

0 

k ksb

T

mm N T

20

19907

19907 3

Chọn d1sb=25mm theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm

6 , 109484 3

336815,8 3

Chọn b30=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b30 = 25 mm

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

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15…20mm

Với các ký hiệu:

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tảitrọng

lki: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;

lk1: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;

lmki: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i

bki: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k;

lcki: khoảng côngxôn trên trục thứ k

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

(Với chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33=(1,2…1,5)d3=>lm33=60 mm; Chiều dàimoay ơ nửa khớp nối lm=(1,4…2,5)d1 =>lm14=50mm; (b0 là chiều rộng ổ tra theođường kính trục trung gian);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: lm=(1,2…1,5)dk  lm12 = lm13 = 35 mm,

Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ:

Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : Fx14=(0,2  0,3)Fr ; Fr=2T1/D0, cóphương trùng với phương Ox

D0 là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt Tra bảng 16.10a ta có

D0=50mm ; => Fx14 = 80…119N=> Fx14=100 N