Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp

Trang 1

NHIỆM VỤ ĐỒ ÁNĐềtài: Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp

v

Hình 1:HGT đồng trục 2cấp Hình 2:Sơ đồ tải

Trang 3

Chương I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống

 Hiệu suất truyền động(công thức 2.9, trang 19, [1]):

 Với (tra bảng 2.3, trang 19, [1]

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2

: Hiệu suất bộ truyền dai

: Hiệu suất ổ lăn

Theo sơ đồ hộp giảm tốc ta có:

1.1.2 Tính công suất cần thiết

 Công suất tính toán (công thức 2.14, trang 20, [1])

 Công suất cần thiết (công thức 2.8, trang 19, [1])

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Số vòng quay trên trục công tác:(vòng/phút)

 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21, [1])

Trang 4

1.2PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN

 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động (công thức 3.23, trang 48, [1]) :

 Tỷ số truyền HGT đồng trục 2 cấp thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:

1.3.1 Phân phối công suất trên các trục ( trang 43 [1])

1.3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục

1.3.3 Tính toán Momen xoắn trên các trục

Trang 6

Chương II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (XÍCH)

 Với các thông số (tra bảng 5.6, trang 82, [1]) :

: Đường tâm của xích làm với phương nằm ngang một góc <

: Khoảng cách trục a = 30p

: Điều chỉnh bằng 1trong các đĩa xích

: Môi trường không có bụi, chất lượng bôi trơn I (bảng 5.7, trang 81, [1]) : Tải trọng tĩnh làm việc êm

Trang 7

 Để bước xích có kích thước nhỏ hơn ta có thể dùng xích nhiều dãy, khi đó bướcxích được chọn từ điều kiện :

 Theo công thức (5.12), trang 85,[1] số mắt xích;

 Lấy số mắt xích chẵn x = 98, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13), trang 85, [1]

 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượt bằng

mm do đó

 Số lần va đập của xích : (theo công thức (5.14), trang 85, [1])

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

 Theo công thức (5.15), trang 85,[1]

 Theo bảng (5.2), trang 78, [1] thì tải trọng phá hỏng Q = 170100 N và khối lượng 1m xích là q = 7,5kg

: Tải trọng tĩnh làm việc êm

Lực vòng:

Lực căng do lực ly tâm:

Trang 8

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: (theo công thức 5.16, trang

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích theo công thức (5.18), trang 87, [1]

Theo công thức 5.18 trang 87,[1]:

Trang 9

diện tích của bản lề (Theo bảng (5.12), trang 87, [1])

=>Đĩa xích 1

Đĩa xích 2

Như vậy (theo bảng 5.11) đĩa bị động có Z > 30, với vận tốc xích < 5 m/s nên ta chọn vậtliệu là thép 45 tôi cải thiệnđạt độ rắn HB 170…210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [] =500… 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và 2:

δH1= 473,44 MPa<[] = 500…600 MPa

δH2= 338,83MPa <[] = 500…600 MPa

 Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.5 Xác định lực tác dụng lên trục :

 Theo công thức 5.20 trang88,[1] : Fr = = 1,15.=9787,5 N

Trong đó : là hệ số kể đến trọng lượng xích = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặcnghiêng 1 góc nhỏ hơn 40o

Trang 10

Đường kính vòng đỉnh (da) da1 = 213,76 mm da2 = 416,42 mm

Chương III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 Các thông số kĩ thuật

Tổng thời gian làm việc , làm việc 3ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Trang 11

 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,

ở đây chọn vật liệu 2cặp bánh răng như nhau

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở (theo công thức 6.5, trang 93, [1])

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi (công thức 6.7, trang 93, [1]):

Ta thấy nên chọn để tính toán

Trang 12

Giới hạn mỏi uốn:

Ứng suất uốn cho phép (công thức 6.2, trang 93, [1])

 Với bộ truyền quay một chiều

 Tra bảng 6.2 trang 94, [1] có



Ứng suất quá tải cho phép

(Theo công thức 6.13, trang 95, [1])

Trang 13

 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng

 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ

 Số bánh răng lớn

 Do đó tỷ số truyền thực

 Góc nghiêng răng

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

 Trong đó

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

 Với

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

 Với là góc profin răng vàlà góc ăn khớp

Trang 14

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, [1])

 Như vậy => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn (công thức 6.43 trang 108 [1])

 Xác định số răng tương đương: (theo công thức 6.53b trang 114 [1])

 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v =4,6 m/s và cấp chính xác 8,

 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

Trang 15

 Với

(Theo công thức 6.46 trang 109, [1])

 Hệ số dạng răng (theo bảng 6.18, trang 109, [1])

 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]

 Độ bền uốn tại chân răng (theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108, [1])

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Trang 16

 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,

ở đây chọn vật liệu 2cặp bánh răng như nhau

Trang 17

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi (công thức 6.7, trang 93, [1]):

Ta thấy nên chọn để tính toán

Trang 18

 Với bộ truyền quay một chiều

 Tra bảng 6.2 trang 94, [1] có



Ứng suất quá tải cho phép

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng

 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ

 Số bánh răng lớn

 Do đó tỷ số truyền thực

 Góc nghiêng răng

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

 Trong đó

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

 Với

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

Trang 19

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

 Với là góc profin răng vàlà góc ăn khớp

(công thức 6.4, trang 107, [1])

 Bề rộng vành răng



Trang 20

 Theo công thức 6.1 với v = 14,6 m/s => Zv = 1 ; với cấp chính xác là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 0,63 m, do đó Zr = 1 ;với da< 700 mm, KxH = 1

Do đó theo (6.1) và (6.1a), ta có:

 [] = [].Zv.Zr.KxH = 495,5.1.1.1 = 495,5 MPa



 Như vậy => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn (công thức 6.43 trang 108 [1])

 Xác định số răng tương đương: (theo công thức 6.53b trang 114 [1])

 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 14,6 m/s và cấp chính xác 7,

 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

 Với

(Theo công thức 6.46 trang 109, [1])

 Hệ số dạng răng (theo bảng 6.18, trang 109, [1])

Trang 21

 Độ bền uốn tại chân răng (theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108, [1])

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Trang 22

Góc ăn khớp

Trang 23

4.1 TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC.

[τ ]- ứng suất xoắn cho phép, MPa Với vật liệu trục là thép 45 thì [τ ] =15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (10.9) [1] để tính đường kính đầu vàocủa trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểuphải lấy bằng (0,8…1,2)dđc

Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nóđược nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác địnhđường kính sơ bộ của nó

Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn

cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục

- Đường kính sơ bộ của trục I:

d1 = (0,8…1,2)dđcVới dđc là đường kính trục động cơ Dk.73-4, vậy theo bảng phụ lục P1.6,trang 241,[1] ta có: dđc = 48 mm Vậy:

Trang 24

Chọn d2 = 50 mm.

- Đường kính sơ bộ của trục III (lấy [τ ] = 30MPa ), theo công thức 10.9, trang 188, [1] ta

có:

d3 ≥ = 62,32 (mm)Chọn d3 = 65 mm

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

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụthuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cầnthiết và các yếu tố khác

Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2 [I], tr 189 xác định gầnđúng chiều rộng ổ lăn bo tương ứng

- Với trục I có d1 = 45 mm → chọn ổ lăn có bo = 25 mm

- Với trục II có d2 = 50 mm → chọn ổ lăn có bo = 27 mm

- Với trục III có d3 = 65 mm → chọn ổ lăn có bo = 31 mm

Ta tính lmki, lk1, lki, lcki và bki

Trong đó: k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3).

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

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ.

i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, và khớp nối)

l k1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l ki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

l mki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

l cki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

l = 0,5(l + b ) + k + h

Trang 25

h n – chiều cao nắp ổ và đầu bulông (bảng 10.3 [I])

b ki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k.

 Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi), công thức 10.13 trang 189 [1]:

lm12 = (1,4 ÷ 2,5)d1 = (1,4 ÷ 2,5)45 = (63 ÷ 112,5) mm Lấy lm12 = 65 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ cấp nhanh, công thức 10.10 trang 189 [1]:

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ cấp nhanh lắp trên trục 1:

lm13= (1,2 ÷ 1,5)d1 = (1,2 ÷ 1,5)45 = (54 ÷ 67,5) mm

Vì bw1 = 100 nên lấy lm13 = 100mm

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ cấp nhanh lắp trên trục 2:

lm22 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5)50 = (60 ÷ 84) mmLấy lm22 = 95 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ cấp chậm

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ cấp chậm lắp trên trục 2:

Trang 27

Trong đó: Tđc - mômen xoắn trên trục động cơ

D0 - đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômenxoắn tính toán Tt của khớp nối) Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đànhồi:

Tt = K.TđcVới: K - hệ số chế độ làm việcTheo bảng 16-1, [2], tr 58 do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K =1,5

Suy ra:

Tt = 1,5 = 138369,8(Nmm) ≈ 138,369 (Nm)Dựa vào bảng 16-10a [2], tr 68 & 69 ta có: D0 = 90 (mm)

Vậy: Fkn = 0,1 = 205 (N)

Trang 28

Hình 4.1 Sợ đồ phân bố lực trên các trục 4.1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Trục I

 Tìm phản lực tại các gối đỡ (với M1 = Fa1 dw1/2 = 95/2 = 16924,3 N)

Trang 29

Hình 4.2 Biểu đồ nội lực và đường kính trục I

Trang 30

 Tính đường kính trục tại các tiết diện của trục I

• Tiết diện 10

Mtđ10 = =Vậy d10 = = = 24,17 (mm)

Mtđ11 = =

Vậy d11 = = = 24,35 (mm)

Mtđ12 = =Vậy d12 = = =

Mtđ13 = Vậy d13= d11

Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép, công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính cáctrục như sau:

d10 = 40d11 = d13 =45 (mm)d12= 50 (mm)

Trục II

 Tìm phản lực tại các gối đỡ

M2 = Fa2 dw2/2 =.301/2 = 53623,4 N

M3 = Fa3 dw3/2 = 3636,27.95/2 = 51984 N

Trang 31

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực và đường kính trục II

 Tính đường kính trục tại các tiết diện của trục II

• Tiết diện 20, 23

Mtđ20 = Mtđ21 = 0Vậy d20, d23, chọn tùy ý sao cho đảm bảo kết cấu và độ cứng vững

Mtđ21 =

Trang 32

=Vậy d21 = = =

Mtđ22 = =Vậy d22 = = =

Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép, công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kínhcác trục như sau:

d20 = d23 = 45 (mm)d21 = d22= 55 (mm)

Trang 33

Hình 4.4 Biểu đồ nội lực và đường kính trục III

 Tính đường kính trục tại các tiết diện của trục III

Mtđ30 = Vậy d30= d32

Vậy d31 = = = 64,49 (mm)

Mtđ32 =

Trang 34

=Vậy d32 = = =

Mtđ33 =

=Vậy d33 = = =

Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép, công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính cáctrục như sau:

d30 = d32 = 65 (mm)d31= 70 (mm)d33 = 60

4.1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục theo công thức dj = chưa xét đến một số yếu tố ảnhhưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứngsuất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiếnhành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiếtdiện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

sj = [s] (công thức (10.19), tr.195,[1])Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσj, sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

sσj= (công thức (10.20), tr.195, [1])sτj= (công thức (10.21), tr.195, [1])σ-1 và τ-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45

Trang 35

τ-1= 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 151,7 (MPa)σaj,τaj, σmj, τmj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suấttiếp tại tiết diện j Theo công thức (10.22), (10.23), tr.196, [1] ta có:

Dựa theo kết cấu trục trên các hình 4.3, 4.4, 4.5 và các biểu đồ momen tương ứng,

có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

- Trên trục 1: tiết diện lắp bánh răng (13), ổ lăn (11) và khớp nối (10)

- Trên trục 2: tiết diện lắp các bánh răng (21) và (22)

- Trên trục 3: tiết diện lắp bánh răng (31), xích (33) và ổ lăn (32)

Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nốitrục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a, tr.173,[1], trị số của mômencản uốn và mômen cản xoắn (công thức tính trong bảng 10.6, trang 196, [1]) ứng với cáctiết diện trục nguy hiểm trên được tính và ghi lại trong bảng dưới đây:

Trang 36

Với b, h – kích thước tiết diện then (mm)

t 1 – chiều sâu rãnh then trên trục (mm)

ψσ và ψτ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bềnmỏi

Tra bảng 10.7, trang 197, [1] do σb = 600 (MPa) nằm trong khoảng 500 700 (MPa) nên

ψσ = 0,05 và ψτ = 0Kσdj và Kτdjxác định theo công thức (10.25), (10.26), tr.197, [1]:

Kσdj = và Kτdj =

Trong đó: K x – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Do các trục được gia công trên các máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt: R a = 2,5…0,63 (μm), và σ b = 600 (MPa) do đó theo bảng 10.8, trang 197, [1], có K x = 1,06.

K y – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9,trang 197, [1], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên K y = 1.

K σ , K τ – hệ số tập trung ứng suất thực tế, khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Theo bảng 10.12,trang 199, [1], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σ b =

600 (MPa) là K σ = 1,55 và K τ = 1,54.

ε σ và ε τ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục Trị số cho trong bảng 10.10, trang 198, [1].

Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu các trục là thép cacbondựa vào bảng 10.10, [1] ta có:

Định dạng
Số trang	53
Dung lượng	418,39 KB