thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trục vít, bánh vít

Tinh toán công suất, số vòng quay, mô men xoắn trên các trục 6 dẫn động.. Trong giới hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng - trục vít, bánh vít.. Tí

Mục lục.

Trang

Lời nói đầu 2

Phần I.Tính động học hệ dẫn động 3

I.Chọn động cơ 3

II.Phân phối tỷ số truyền 5

III Tinh toán công suất, số vòng quay, mô men xoắn trên các trục 6

dẫn động IV.Bảng kết quả 6

Phần II Tính toán thiết kế chi tiết máy 7 I.Thiết kế bộ truyền bánh răng 7

II.Thiết kế bộ truyền trục vít 15

Phần III: Thiết kế trục 22

Phần IV Kết cấu vỏ hộp 54

Phần V.Tài liệu tham khảo 57

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn Với chức năng nh vậy, ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu Trong giới hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng - trục vít, bánh vít Trong quá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Hoàng Xuân Khoa, em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình Do đây là lần đầu,với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra, em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy trong bộ môn

Sinh viênTRẦN HUY DŨNG

- Rẻ, dễ kiếm, dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất.

- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù hợp

I.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

- Công suất cần thiết Pct:

P ct = = =

1000

42,0.142001000

Tra bảng 2.3 (tr 19), ta đợc các hiệu suất:

• Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn: ηol= 0,99 ( ổ lăn đợc che kín),

• Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: ηbr = 0,96

• Hiệu suất làm việc của khớp nối: ηk= 1

• Hiệu suất làm việc của bộ truyền trục vít bánh vít: ηđ = 0,75 (z=2) ⇒ Hiệu suất làm việc chung của bộ truyền:

6,21

)(

)

1

2 1

2 1

ck

t T

T t

t T T

⇒ Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là:

Pyc = 7.25( )

69,0

67,6.75,

P ct

=

=η

I.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống

Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb

usb= uh.un

Trong đó: uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc

un là tỉ số truyền bộ truyền ngoài

42 , 0

60000

Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện:

T mm mm

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 234 ).

Kết luận: động cơ K160M2 phù hợp với yêu cầu thiết kế

n

n u

- ta co: uc = uh.un= uh (un=1)

⇒ uh =74,1; uh = ubr utv

Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25(trang 48) Vì là cặp bánh răng thẳng

ta chọn C=0,9.Dựa vào uh=74.1 gióng lên ta có đợc ubr=2,4

⇒ = = 74 2 , 4 , 1 = 30 , 875

br

h tv

n

n u

75 , 0 99 , 0

67 , 6

3

P

ol k

=

=

= η

+ Trục I:

9 44 ( )

96 , 0 99 , 0

98 , 8

2

P

br ol

=

=

= η

tv u

n

(v/ph)

03 , 1228

98 , 8 10 55 ,

=

II

II n

67 , 6 10 55 ,

Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:

Phần 2: TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY

I TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC

I.1 Chọn vật liệu.

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc

công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 9,44 (kW)

Vậy ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350.Dựa vào bảng 6.1/91 Chọn vật liệu

Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Với vật liệu đã chon Ta chon HB1=270;HB2=230

[ ] R V xH HL

H

o H

với mH = 6 (bậc của đờng cong mỏi)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:

NHO = 30 H2HB,4;

2

7 4

, 2 1

10.40,1230.30

10.05,2270

.30

7 3

3

8

4,4.)68,0(8

5,21.17000

03,1228.1

1.610

= MPa; [σH]2 = 481,8

1,1

1.530

( / )

.

60 i max m i i

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

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6.Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:

.

7 6

8

4,4.)68,0(8

5,21.17000

03,1228

486

1 lim

F FL

o F F

414

2 lim

F FL

o F F

S

K

σ

3 ứng suất cho phép khi quá tải.

Theo công thức (6.13), ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:

1

ba H

H u

K T

ψ σ

β

Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)

=

u m

( sai số thỏa mãn)

I.4 Kiểm nghiệm răng:

1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH]

σH = ZM ZH Zε

1

2 1

1 1

)1.(

2

w w

H

d u b

u K

+ kHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng

2T 1H

H

v b d

K v = + K Hβ KHαTra bảng 6.15-6.16/106 có δ H=0,006; g0=47;(với cấp chính xác 7)

Thay số: σH = 274.1,76.0,86. 2.30716.1, 495.(2,39 1)2

30.2,39.58,99

+

= 457,66 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 9,06(m/s)

3 KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i

2.Kho¶ng c¸ch trôc chia a=99

5 TÝnh c¸c lùc trong bé truyÒn b¸nh r¨ng.

trong đó n1-Số vòng quay trục vít; T2- Momen trên trục bánh vít.

Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc Cụ thể là dùng đồng thanh thiếc kẽm chi`

Tải trọng là trung bình chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt

1 ứng suất tiếp xúc cho phép [� H ].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh có thiếc nên [σH] đợc tính theo công thức 7.2

7 0.933 1,73.10

với n2i;T2i lần lợt là số vòng quay trên một phút và momen xoắn của trục bánh vít ở chế độ thứ i T2max momen xoắn lớn nhất trong các trị số T2i.

613,31.10

3

.2

T KH q

điều kiện 28<z2=60<80.(thỏa mãn)

+ q hệ số đờng kính trục vít.Chọn q s theo điều kiện

q=0,25.z2=0,25.60=15

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=16

+ T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=1608141 (N.mm)

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.Ta chọn m=6,3(mm).

2 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đợc thiết

kế phải thoả mãn điều kiện sau

2

3

aw2

n2 vận tốc quay của trục vít;

chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh có [σH]=184,14(MPa)

+Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền

0,95. ( w w ).

tg tg

γη

γ ϕ

Trong đó góc vít lăn w 12. 16 2.0,092 7,046 0

Z arctg arctg

7,046 1,26

tg tg

T2m mô men trung bình trên trục bánh vít

Thay lại 1 60 3 1 0,804( ) 1

190

KHβ = + ữ − =Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn đợc cấp chính xác gia công là cấp 7

Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn đợc KHV=1,1

KH=1.1,1=1,1

+Mô men xoắn trên trục bánh vít với hiệu suât 0,804 là:

T2, =T1.0,99 .uη=69834.0,99.31.0,804 1723137( = N mm).

T1 =69834 (N.mm) momen xoắn trên trục vít

Thay lại công thức (II.9)

3 Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.

-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá giá trị cho phép

2

2 2

,1,4

+Ta có zV=z2/cos3γ=60/cos3 7,046 0=60,51

Dựa vào zV tra bảng 7.8/152 ta đợc YF=1,4

Thay lại công thức (II.10).Ta đợc

4 Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không đợc vợt quá giá trị cho phép

→σFmax =18,23.1,8 32,81(= MPa) 80(< MPa).

Bánh vít thỏa mãn điều kiện về quá tải

df2=364,014 mm

6.Đờng kính ngoài của bánh vít daM2=400mm

7.Chiều rộng bánh vít b2=85 mm

6 Tính nhiệt trong truyền động trục vít.

- Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lợng nhiệt thoát đi

- Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2)

Công thức thiết kế

0,7 1( 1000.(1) 3,0 ) 1 .( 0)

p A

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

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ữ 30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét

a) Trục vào động cơ (trục I).

+Do kÕt cÊu l¾p æ l¨n nªn lI1=2.lI3=2.65=130(mm).

+Tæng chiÒu dµi cña trôc I

lI=lmI2/2+lI2+lI3+b0/2=64/2+78+130+25/2=252,5(mm)

b) Trôc trung gian.(trôc II)

c) Trục ra.(trục III)

SƠ Đồ TíNH KHOảNG CáCH TRÊN TRụC IIi

-Vì đờng kính trục sơ bộ dIII=65(mm).tra bảng 10.2/187 ta chọn đợc b0=33(mm)

-Chiều dài may ơ lắp bánh vít

lIII3=lIII1+0,5.(b0+lmIII3)+k3+hn=196+0,5.(33+130)+15+18=310,5(mm).chän lIII3=311 (mm)

-ChiÒu dµi cña trôc III lµ

lIII=lIII3+0,5(b0+lmIII3)=311+0,5.(33+130)=392,5(mm)

* TÝnh c¸c lùc t¸c dông lªn trôc: Lùc t¸c dông lªn b¸nh r¨ng, trôc

8508 3

1242 3

69834

3105 4

1242 4

8508 4

a Xác đinh đờng kính trên các đoạn trục.

*Tải trọng tác dụng lên trục I:

t t

1 65 205.65 13325( )

[σ]: ứng suất cho phép, tra trong bảng 10.5, ứng với thép 45, thờng hoá, ờng kính trục sơ bộ d2 = 45 mm ≤ 50 mm, nên [σ] = 50 MPa.

3 3 41044 20,17( )

0,1.50

Vậy để đảm bảo về độ bền và kết cấu lắp ghép ta chọn:

dI2=25(mm), dI0=dI1=30(mm), dI3=34(mm), dgờ=40(mm)

b Chọn then và kiểm nghiêm then.

-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô men xoắn,vì

dI3=34(mm),tra bảng 9.1a ta chọn then

r=0,32(mm).b=10(mm),h=8(mm),lthen=(0,8ữ0,9).lmI3=(0,8ữ0,9).56=44.8

ữ50.7(mm)

Ta lấy lthen=45(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then.

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

• Chọn then cho chỗ lắp khớp nối.

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4mm

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8mm

c Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại các mặt cắt nguy hiểm:

Ta có:

]S

[SS

S.SS

j j

j j

+

=

τ σ

τ σ

2 2

Trong đó:

mj aj

dj j

mj aj

dj j

kS

kS

τψ+τ

τ

=

σψ+σ

σ

=

τ τ

− τ

σ σ

− σ

1 1

Bộ truyền quay một chiều ⇒ trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, mô men xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Với trục làm bằng thép các bon có σb=600MPa nên:

j mj

aj mj

j

j aj

W T

W M

σσ

Víi:

2 2 yj xj

j j

j j

j

d

tdbtdW

;d

tdbtdW

216

232

2 1 1

3 0

2 1 1

1 3 1 3

1 3 1 3

W

d

mm

bt d t d

W

d

mm

ππ

ππ

31257,5 3238,3 30716

29,6

max3

22,16

1 3

1 3

261, 60

25,581,065.9,6 0

a Xác định đờng kính các đoạn trục:

*Tải trọng tác dụng lên trục I:

+ Tại vị trí lắp bánh răng bị động

1050( )2

F t = N

410( )2

F r = N

+ Tại vị trí trục vít:

1242( )3

F t = N

3105( )3

F r = N

85083

*Vẽ biểu đồ mômen uốn M x và M y trong các mặt phẳng zOy, zOx và vẽ biểu đồ mômen xoắn M z :

+ Mômen uốn My:

Biểu đồ mô men và kết cấu trục II(trục vít).

-Tính đờng kính các đoạn trục II

Vì đờng kính trục sơ bộ dII=35<50(mm),vật liệu làm bằng thép C45,

M td = 0,75.T2+M x2+M y2 = 0,75.698342+266502+682502 95000( = N mm).

*Nhận xét:Ta có toàn bộ trục vít đợc chế tạo từ một phôi liền ,mà đờng

kính vòng chân của trục vít df1=85,68mm.Vậy để đảm bảo về kêt cấu hạ bậc

ta phải chọn đờng kính chỗ lắp ổ lăn và lắp bánh răng tăng lên

Ta chọn dII2=30(mm),dII0=dII1=45(mm)

b Chọn then và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục Dựa vào đờng kính d của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Chỗ lắp bánh răng cần then vì dII2=30(mm).Kích thớc của then là:

r =0,25(mm),b=10mm),h=8(mm),lt=(0,8ữ0,9).35=28ữ31,5(mm)

Chọn l=30 (mm)

+chiều sâu rãnh then trên trục t1=5 (mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

-Theo độ bền dập

2

1

TII dII d l h t d

Vậy điều kiện về độ bền của then là thoả mãn.

c Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại các mặt cắt nguy hiểm

Ta có:

]S

[SS

S.SS

j j

j j

+

=

τ σ

τ σ

2 2

Trong đó:

mj aj

dj j

mj aj

dj j

kS

kS

τψ+τ

τ

=

σψ+σ

σ

=

τ τ

− τ

σ σ

− σ

1 1

Bộ truyền quay một chiều ⇒ trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, mô men xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Với trục làm bằng thép các bon có σb=600MPa nên:

j mj

aj mj

j

j max

aj

WT

WM

02

0

=τ

=τ

=σ

=σ

=σ

Víi:

2 2 yj xj

3 3

3

3 3

3 3

ππ

500602 141584 69834

23,53

max3

1 3

261,60

54,61,357.3,53 0

151,70

7821,59.0,122 0

S

k S

⇒ Tại mặt cắt nguy hiểm nhất trục đủ bền ⇒ Trục đủ bền và không cần kiểm tra độ cứng vững của trục.

3 Trục III (trục ra).

a Xác định đờng kính các đoạn trục:

*Tải trọng tác dụng lên trục III:

+ Tại vị trí lắp bánh vít:

8508( )4

F t = N

3105( )4

F r = N

1242( )4

T F D

1608141N.mm

F r 4

Biểu đồ momen trục III

-Tính đờng kính trục III

Vì đờng kính sơ bộ dIII=65(mm),ta chọn đợc [σ]=50(MPa)

+Đoạn trục lắp bánh vít

b Chọn và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

• Vị trí lắp bánh vít.

*Chọn then.

dII2=75(mm) tra bảng 9.1a ta đợc then có kích thớc

r=0,3(mm),b=20(mm),h=12(mm),lt=(0,8ữ0,9).115=92ữ103,5(mm).Ta chọn lt=100(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=7,5(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=4,9(mm)

*Kiểm nghiệm then.

+Theo độ bền dập

2

1

TIII dIII d l h t d

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=7,5mm.

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=4,9mm

*Kiểm nghiệm then.

Vậy then thoả mãn điều kiện bền

c Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại các mặt cắt nguy hiểm:

Ta có:

]S

[SS

S.SS

j j

j j

+

=

τ σ

τ σ

2 2

Trong đó:

mj aj

dj j

mj aj

dj j

kS

kS

τψ+τ

τ

=

σψ+σ

σ

=

τ τ

− τ

σ σ

− σ

1 1

Bộ truyền quay một chiều ⇒ trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, mô men xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Với trục làm bằng thép các bon có σb=600MPa nên:

aj mj

j

j max

aj

WT

WM

02

0

=τ

=τ

=σ

=σ

=σ

Với:

2 2 yj xj

j

j j

j j

j j

j

d

tdbtdW

;d

tdbtdW

216

232

1 1

3 0

1 1

1 2 1 2

1 2 1 2

W

d

mm

bt d t d

W

d

mm

ππ

ππ

2

max2

1 2

261,60

22,9

1, 224.9,32 0151,71

-Chọn cấp chính xác của ổ lăn là cấp 0.Chọn cả hai ổ 0 và 1 cùng 1 loại ổ.

c Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động.

-Khả năng tải động Cd đợc tính theo công thức:

C d =Q.m L III( .8)

-m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+Ta có các phản lực tại gối.

d Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh.

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là:

QtCo

+Co khả năng tải tĩnh tra đợc Co=10,2

+Qt tải tĩnh quy ớc Qt=Fr=0,792(KN)<Co=10,2(thoả mãn)

2 Chọn ổ lăn cho trục 2.

a Chọn loại ổ.

-Dựa vào d0=40(mm).là trục để lắp bánh vít ,chịu lực dọc trục rất lớn nên ổ

0 của trục II ta lắp ổ tuỳ động (ổ bi đỡ 1 dãy).còn gối đỡ số 1 ta lắp 2 ổ đĩa côn đối nhau để hạn chế trục di chuyển dọc trục về cả hai phía

c Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.

*Kiểm nghiệm gối 0

Để thoả mãn điều kiện về khả năng tải động thì

-Khả năng tả động Cd đợc tính theo công thức:

C d =Q L III.m ( 8)

-m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+Ta có các phản lực tại gối.

Vậy điều kiện về khả năng tải động đợc thoả mãn

Điều kiện về khả năng tải tĩnh cũng đợc thoả mãn

*Kiểm nghiệm gối 1 (ổ đũa côn)

-Khả năng tả động Cd đợc tính theo công thức:

C d =Q.m L III( 8)

+m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ đũa côn nên m=10/3

+L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay