THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

Bộ công thƯơng Trờng đại học kinh tế – kỹ thuật công nghệp

2 Nối trục đàn hồi 5 Băng tải làm việc một chiều

Cỏc số liệu cho trước:

1 Lực kộo băng tải: F = 8500 N

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 90o

7 Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ

Yªu cÇu thùc hiÖn:

I PhÇn thuyÕt minh:

Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:

- Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục

- Tính toán bộ truyền ngoài

- Tính toán bộ truyền bánh răng

1./Lý do chọn đề tài

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ

khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy Mụcđích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen vớicông việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Với một sinh viên đang chuẩn bị tốt nghiệp ra trường như chúng em đây,việc chọnmột đề tài để khởi đầu cho lĩnh vực mình làm sau này là vấn đề có ý nghĩa rất quantrọng Nó giúp sinh viên tiếp xúc và làm quen với việc thiết kế để có nền tảng chochuyên ngành này.Chính vì nó có ý nghĩa như vậy nên việc em chọn đề tài khởi đầu chomôn thiết kế máy với lý do sau đây:

-Đề tài này với những chi tiết máy rất phổ biến mà nó lại được dùng rộng rãi trongcác máy móc khác nhau

-Kết cấu của đề tài lại đơn giản phù hợp với một người sinh viên sắp tốt nghiệp ratrường như em

-Em có thể sử dụng kiến thức cơ sở đã được học để tính toán thiết kế bên cạnh đó

em có thể kiểm nghiệm được những gì mình tiếp thu được trong suốt quá trình học -Nó là tiền đề để em thiết kế những cơ cấu phức tạp và hướng nghiệp trong tươnglai

2./Mục đích nghiên cứu của đồ án,đối tượng và phạm vi nghiên cứu

Mục đích:

Nắm được trình tự thiết kế máy

Nắm được các kiến thức cơ sở của quá trình thiết kế máy,kết hợp các môn học cơ

sở được học từ trước để thực hiện

Hiểu được cơ bản về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và các phương pháp tính toánthiết kế chi tiết máy,biết phân tích tổng hợp vấn đề ,vận dụng linh hoạt lý thuyết vàothực tiễn để trong trường hợp cụ thể có thể giải quyết tốt nhất vấn đề thiết kế chi tiếtmáy

Đối tượng nghiên cứu:

Đối tượng nghiên cứu trong đề tài này là cấu tạo nguyên lý làm việc và phươngpháp thiết kế của:

Các chi tiết máy như:bánh răng,trục ,ổ trục ,bulông ,vỏ máy ,then,…

Các mối ghép cơ khí,các truyền động cơ khí:then,ren,truyền động bánh răng,đai,vàcác ổ đỡ

Phạm vi nghiên cứu:

Nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc dựa trên lý thuyết và thực nghiệp.Lýthuyết tính toán chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức toán học, vật lý,

cơ học lý thuyết ,nguyên lý máy,sức bền vật liệu,vật liệu học,chi tiết máy…

Do khối lượng kiến thức tổng hợp nhiều , còn có những mảng chưa nắm vững vàthời gian có hạn cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏinhững sai sót Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy, cô cùng các bạntrong lớp giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thểứng dụng trong công việc

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là

thầy Vũ Đức Quang đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án của mình.

PHẦN I: NỘI DUNG CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Công suất động cơ

Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ

Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt

1.1.1 Công suất động cơ:

Công suất trên trục động cơ được tính theo công thức (2.8) sách Tính toán thiết kế

+ Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ

+ Pt : công suất tính toán trên máy công tác(kw)

+ η : là hiệu suất truyền động.

Giá trị của ηđược xác định theo công thức (2.9) [TTTKHDĐCK] :

η =η1.η2.η3

Với η1,η2,η3 là hiệu suất truyền động của các bộ truyền, các cặp ổ trong hệthống dẫn động

1 Động cơ 3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng

nghiêng

4 Bộ truyền đai

một chiều Căn cứ, vào sơ đồ kết cấu bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ

truyền, các cặp ổ theo bảng 2.3 [TTTKHDĐCK] ta có:

+ Hiệu suất nối trục ηk= 0,99

+ Hiệu suất ổ lăn ηol = 0,99

+ Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ηbr = 0,97

+ Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,95

1.1.2 Số vòng quay trên trục công tác:

⇒Vậy chọn động cơ có thông số như trên là hợp lý

II Phân phối tỷ số truyền.

1 Tỷ số truyền của hệ dẫn động là:

t đc 33, 44730 21,83

lv

n u n

- Theo dãy số tiêu chuẩn của u đ :

đc I k

n n u

Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 6,72(KW)

Công suất trên trục II: P2=

đ ol ct

3.3 Tính momen xoắn trên các trục.

Căn cứ công suất động cơ P = 7,5kW, tỷ số truyền U đ = 4,5 và điều kiện làm việc

Theo hình 4.1 chọn tiết diện đai B

Loại đai Kí hiệu

Kích thước tiết diện

Diện tíchtiết diện

A (mm2)

Đường kínhbánh đai nhỏ

d1(mm)

Chiều dài giớihạn

l, (mm)Đai hình

Nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax = 25 m/s

Theo công thức (4.2) với ε = 0,02 đường kính bánh đai lớn

d2 = uđ.d1(1 - ε ) = 4,5.200(1 – 0,02) = 918,36 mm

Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 1000 mm

Như vậy tỷ số truyền thực tế

Theo bảng 4.13Tr59 (I) chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là 4000 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15

Đường kính ngoài của bánh đai da = d + 2h = 200 + 2.5,7 = 211,4 mm

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

CHƯƠNG III :THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I.Tính toán thiết kế bộ truyền.

1.Chọn vật liệu

Theo bảng 6.1[1] ,ta chọn như sau :

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công

có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 241 ÷ 285; σb1 = 850 MPa ; σch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 245.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công

có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt nh sau:

HB = 192 ÷ 240; σ = 750 MPa ; σ = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 230.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH ] và ứng suất uốn [σf ] cho phép.

- ZL là hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn

- KxH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 ⇒ [ ]σH =σH lim /SH

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau:

HL

o lim H lim

Trong đó:

-σ ° H limlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta côngthức xác định SH và lim

o H

σ như sau:

lim

o H

74,

4,11

10 39 ,1 230 30

30

10 71 ,1 250 30

30

HB N

HB N

- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- TΣ: tổng thời gian làm việc

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy ta được :

NHE1 = NFE1 = 60.1.720.16400 = 7,0848.108

NHE2 = NFE2 = 60.1.180.16400 = 1,7712.108

Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra : KHL1=1

NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

1 , 1

1 570 1

1 lim

H HL

o H H

σ

ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ta có:

[ ]σH max =2,8 σchay2 = 2,8.750 = 2100 (MPa)

[ ]σF1 max =0,8 σchay1 = 0,8.850 = 425 (Mpa)

[ ]σF2 max =0,8 σchay2 = 0,8.750 = 600 (Mpa)

4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1

a H

H Hv H

u

K K K T

ψσ

α β

(mm)

Trong đó:

- T1 là mômen xoắn trên trục 1 ,T1 = 97200,68 (Nmm)

- Ψa = bW/aW = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp.(bảng 6.6)

- Ka = 43 bánh răng trụ răng nghiêng (bảng 6.5)

- KH β là hệ số tập trung tải trọng

- KHv là hệ số tải trọng động

- KH α là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

Vậy ta chọn theo dãy tiêu chuẩn a W = 160 (mm)

b Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là

Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh nh sau:

m = (0,01 ÷ 0,02).aW = (0,01 ÷ 0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2 (mm.)

Theo dãy tiêu chuẩn hoá bảng 6.8 ta sẽ chọn môdun pháp m = 2,5 (mm.)

m z Cos

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH≤ [σH]

Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

2cos 2.cos17,3861

1,69sin 2 sin(2.20,9 )

b tw

Còn

1 1

2 2.97200,68.1,1.1,13 0,002.73.2,07 160 / 4,8 1,74

HV

b d K

a

g v u

ω ω

β α ω

Theo (6.1)Với v = 2,07 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học

là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra

=1,25÷0,63 µm Do đó ZR = 1 với da< 700mm ⇒ KxH = 1

⇒ [σH] = 499,68.1.1.1= 499,68 MPa

Nhận thấy rằng σH < [σH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đượcđiều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấntác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay: σF≤ [σF]

Mà 2.T b.K.d.K.m.Y

1

1 Fv F 1 1

ω ω

2 2.97200,68.1, 2.1,37 0, 006.73.2,07 160 / 4,8 5, 23

F Fv

b d K

a

g v u

ω ω

β α ω

Vận tốc bánh dẫn : v < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế ) ta được KF α=1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒δF = 0,006.Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73.Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ) ⇒ KF β = 1,24

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax và ứng suất uốn cực đại σF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và[σF1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định nh sau:

F

qt H max

H

K

K

.

(*)

Ta có hệ số quá tải K = T / T = 1,8

Thay số vào công thức (*) ta có:

- Góc ăn khớp: αt = αt ω = arctg(tgα/cosβ) = 20,90

- Đường kính chia : d1 = m.Z1/cosβ = 2,5.21/cos(17,6171o) = 55,08 (mm)

CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.

Ft Fr1

Fa1

Fr2

Fa2 Ft2 Ft1

IV.1.Chọn vật liệu

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung

ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép

hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay

thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung

bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

σb= 600 Mpa; σch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang

Trong đó: k là hệ số chế độ làm việc, nó phụ thuộc vào máy công tác

T là momen xoắn danh nghĩa T = Tđc= 98116,43 (Nmm)

Tt là momen xoắn tính toán:

Tra bảng 16.1 k = 1,5 ÷ 2 chọn k = 1,5

Tt = k.Tđc = 1,5 98116,43 = 147174,64 (Nmm) ≈ 147,17 (Nm)

Mặt khác tra bảng P1.7 [I] với động cơ 4A160S8Y thì có dđc = 42 (mm)

Tra bảng 16.10a [T] = Nmm ta có kích thước cơ bản của nối trục đàn hôi nhưsau:

250 42 140 80 175 110 75 105 6 3800 5 42 30 28 32Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

- [τ] = 12 ÷ 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép.

T d

0,2.25 = 44,91 (mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d2 = 45(mm)

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

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (hình 1)

- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp, chọn K2 = 5 (mm)

- Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ chọn K3 = 15 (mm)

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông h = 20 (mm)

- Sử dụng các kí hiệu như sau

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốcđến gối đỡ