Đồ án CTM hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng bộ truyền xích

Mô tả quá trình tính toán thiết kế hộp giảm tốc bành răng trụ răng thẳng với bộ truyền ngoài là bộ truyền xích giúp học viên có những định hướng và tư duy kĩ thuật khi tính toán thiết kể một dây chuyền công nghệ với mức độ phức tạp hơn

Mục lục

Lời nói đầu 2

PhầnI: Tínhtoán động học……… … 4

1.1 Chọn động cơ……….… 4

1.2 Tính các thông số trên trục động học……… …… 5

1.3 Bảng các thông số đông học……… 6

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền xích……… 7

2.1 Chọn loại xích 7

2.2 Chọn số răng đĩa xích……… 7

2.3 Xác định bước xích 7

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích…….………… … 8

2.5 Kiểm nghiệm về độ bàn xích 9

2.6 Xác định thông số đĩa xích 9

2.7 Lực tác dụng lên trục 11

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích 11

Phần III: Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng……… 12

3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng 12

3.2 Xác định ứng suất cho phép 13

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

3.4 Xác định thông số ăn khớp 15

3.5 Xác định các hệ số và mốt số thông số động học 16

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 17

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 20

3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 21

PhầnIV: Tính toán thiết kế trục……… 22

4.1 Tính chọn khớp nối ……… 22

4.2 Thiết kế trục……… …… 25

4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục 25

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 26

4.5 Thiết kế trục II 28

4.6 Tính trục, ổ còn lại 36

Phần V Tính lụa chọn kết cấu……… 39

Tài liệu tham khảo……… … 41

Lời nói đầu

sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lí máy, sức bền vật liệu…được xác minh và hoàn thành qua thí nghiệm cà thực tiễn sản xuất.

Là một sinh viên ngành chế tạo máy việc nắm bắt những nguyên lí hoạt động của máy là một nhiện vụ hết sức quan trọng Nội dung bản thuyết minh đồ án chi tiết máy này đề cập đến những vấn đề cơ bản về trình tự tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Cụ thể là THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

PhầnI Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyềnPhầnII Thiết kế các bộ truyền cơ khí

Phần III Thiết kế trụcPhần IV Tính chọn thenPhần V Tính chọn ổ lănPhần VI Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

Để hoàn thành bài tập lớn này em đã được sự hướng dẫn và chỉ bảo tận tình của thầy giáo Trịnh Đồng Tính cùng các bạn sinh viên trong lớp

Do kiến thức còn nhiều hạn chế và thời gian có hạn nên không tránh khỏi thiếu sót Kính mong thầy và các bạn sinh viên đóng góp ý kiến để đồ án môn học của em được hoàn thiện tốt hơn

Em xin chân thành cảm ơn

Hà Nội, ngày 18 tháng 7 năm 2016

Sinh viên

Vũ Ngọc Lâm

+Tính công suất yêu cầu của động cơ.

+Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.

+Kết hợp công suất,số vòng quay và các yêu cầu khác để chọn động cơ

Công suất làm việc:

3000.3, 29 1000

+Hiệu suất nối trục η k=1 (1 nối trục đàn hồi)

+Hiệu suất ổ lăn η ol=0,99

+Hiệu suất bộ truyền bánh răng η br=0,98 (1 cặp bánh răng)

+Hiệu suất của bộ truyền xích η x=0,93 (1 bộ truyền xích)

Ta có số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: nsb= nlv.usb = 117,5.15=1762,5 (v/ph)

Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc : ubr=4

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài là : u t 12, 43 3,11

Công suất trên trục gắn với băng tải : Pct= Plv=9,87 (KW)

Công suất trên trục II (trục gắn bánh răng bị động) :

- Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định các

thông số khác của xích và bộ truyền

- Kiểm tra xích về độ bền

- Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục

Thông số yêu cầu:

10,72( ) 280482,19( ) 1

365( / ) 1

3 0 135

Bước xích p được tra bảng 5.5[1] với điều kiện Pt≤[P],trong đó:

•Pt-Công suất tính toán: Pt=P.k.kZ.kn

Ta có:

Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn,có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là:

2501

400( / )01

Z

kz = Z = = ,với kz-Hệ số răng

k0-Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: với β=1350>600 ta được k0=1,25

ka-Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

Do đó:

p

Z p

1

2 758,2 2.9,72 738,76( ) 2

σ σ

365( / ) 1

3 0 135

Đường kính vòng chia đĩa

Đường kính vòng chia đĩa

Bảng 2.1: Các thông số của bộ truyền xích

PHẦN 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG (BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)

Thông số đầu vào:

1

1

11,16( ) 72998,63( ) 1460( / ) 4

lim [ ] =

σ σ

HB F

σ σ

N

K HL H

NHE N

6 4.10 0

NHE1>NH01⇒lấy NHE1= NH01 ⇒KHL1=1

NHE2>NH02⇒lấy NHE2= NH02 ⇒KHL2=1

NFE1>NF01 ⇒lấy NFE1= NF01 ⇒KFL1 =1

NFE2>NF02⇒ lấy NFE2= NF02 ⇒KFL2=1

Do vậy ta có:

560 lim1

1,1 1

530 lim2

1,1 2

441 lim1

1 1,75 1

414 lim2

2 1,75 2

σ σ

σ σ

σ σ

MPa m

-T1-Môment xoắn trên trục chủ động:T1=72998,63(N.mm)

-[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=481,82(MPa)

-u- Tỉ số truyền: u=4

-ψba,ψbd -Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB<350,ta chọn được ψba=0.4;

ψbd=0,5 ψba.(u+1)=0,5.0,4.(4+1)=1

- KHβ,KFβ-Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về ứng suất tiếp xúc và uốn:Tra bảng 6.7[1] với ψbd=1 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và dùng

phép nội suy ta được:

1,05 1,1

KH

KF

β β

Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở:

arctan(cos tan ) arctan(cos 23,14 tan11,88 ) 10,95

KH KF

β β

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

2

Nhận thấy σH=444,04< [σH]=457,73(MPa) vì vậy bánh răng tính toán được đã đủ bền.

3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

3,6 2

YF YF

σ σ

Do vậy:

1,01444,04 446,25 [ ] ax 1624( ) ax

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

•Đường kính vòng chia: cos11,88

cos11,88

1 2.27

55,18( )

1 os 2 2.110

1

2,5 224,82 2,5.2 219,82( ) 2

1

os 224,82 os20 211,26( )2

2

α α

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

•dt-Đường kính trục cần nối:dt=dđc=48mm

•Tt-Mô ment xoắn tính toán:Tt=k.T ,với:

+k-Hệ số chế độ làm việc,phụ thuộc vào loại máy.Tra bảng 16.1[2],ta lấy k=1,7

+T-Mô ment xoắn danh nghĩa trên trục:T=Tđc=73718,15(N.mm)

Do vậy:Tt=k.T=1,7.73718,15=125320,86(N.mm)

Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện:

125320,86( ) 48( )

30( )

32( )

D3 28(mm)

90( ) 0

14( ) 0

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

3

2 2.1,7.54819,13

1,32 4.90.14.28

[ ]- Ứng suất uốn cho phép của chôt.Ta lấy [ ]=(60 ) MPa;

Do vậy,ứng suất sinh ra trên chốt:

Môment xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

Bảng 4.1: Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

73( )

46( ) 13

59( ) 12

35( ) 13

69,5( )

54,5( ) 23

a)Lực tác dụng lên trục và các mômen:

•Phương trình mômen tại 2-1 trong mặt phẳng (zoy):

( ) 0

2 2

831,17.109 1662,34( ) 2

A

M F x

F y F r

Fr Fy

( ) 0

2 2

+)Mj ,Mtđj,dj -lần lượt là môment uốn tổng,môment tương đương,đường kính trục tại các tiết diện j trên chiều dài trục.

+)Myj,Mxj-mô men uốn trong mặt phẳng yoz và zox tại các thiết diện thứ j

+)[σ]-ứng suất cho phép chế tạo trục,tra bảng 10.5[1] có [σ]=65MPa

24383,172 0,75.234683,55 2 204699,33( ) 21

2204699,33

135557 0,75.234683,55 271020( ) 22

35( )

20 22

30( ) 23

d)Chọn và kiểm nghiệm then:

Chọn then bằng thỏa mãn điều kiện:

-τc,[ τc]:Ứng suất cắt và ứng suất cắt cho phép

[ τc]=40÷60MPa khi chịu tải trọng va đập nhẹ

-T-Mô men xoắn trên trục

Kết cấu trục cần đảm bảo hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

[s]-Hệ số an toàn cho phép;[s]=2,5

sσjvà sτj-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiếp diện j:

1 aj

Trong đó:σ-1 ,τ-1-giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Với thép 45 có σb=600MPa ; σ-1=0,436 σb=262MPa

τ-1=0,58 σ-1=152MPaTheo bảng 10.7[1] ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền

mỏi:ψσ=0,05 , ψτ=0

Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng,do đó:

0 mj

σ = ;

aj w M j

j

σ =

Tiết diện nguy hiểm trên trục I là tiết diện lắp bánh răng(tiết diện 2-1)

Theo công thức trong bảng 10.6[1]và tra thông số của then trong bảng 9.1a[1]với trục có 1 rãnh then ta có:

Theo công thức trong bảng 10.6[1]và tra thông số của then trong bảng 9.1a[1]với trục không

có rãnh then ta có:tại vị trí ổ lăn:

K Kx

K dj K y

τ ετ τ

=

Trong đó:

Kx-Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt,phụ thuộc vào phương pháp gia

công và độ nhẵn bề mặt Theo bảng 10.8[1] với yêu cầu các trục được gia công trên máy

tiện,tại cá tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra=2,5÷0,63 μm,chọn Kx=1,06

Ky-Hệ số tăng bền bề mặt trục,không dùng phương pháp tăng bền có Ky=1

εσ, ετ –Hệ số kích thước,kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi theo

3,22 [s]

s j s j s

⇒Thỏa mãn điều kiện bền

f)Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục II:

⇒ Fat = 0 Ta chọn ổ đở 1 dãy cỡ trung:

Tra theo bảng P2.11[1] có các thông số của ổ lăn:

C1

mm

Tmm

rmm

r1

mm

α(o)

CkN

C0

kN

Bảng 4.5.2: Các thông số ổ lăn trên trục II.

•Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động:

m

C d = Q L

Với ổ bi đỡ chặn: Q=(XVFr+YFa)kt,kđ

-V –hệ số kể đến vòng nào quay;với vòng trong quay có V=1

-kt –hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,có kt=1 khi nhiệt độ θ=1050

-kđ-hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] ta có kđ=1,1

Với m bậc của đường cong mỏi;ổ bi có m=3

L:tuổi thọ (triệu vòng quay);

Với C0-khả năng tải tĩnh của ổ;C0=17,9kN

Qt-tải trọng tĩnh quy ước; Qt=X1Fr1+Y1Fa1

Tra bảng 11.6[1] ta có:

⇒Qt=4,383kN < C0=17,9 kN ⇒thỏa mãn

4.6 Tính trục, ổ còn lại

Do trục còn lại, momen xoắn và tải trọng nhỏ hơn rất nhiều so với trục 2, nên ta chỉ việc

chọn sao cho đường kính trục gần sát với trục 2, như vậy trục 1 ắt cũng sẽ đảm bảo đủ bền T1=54285,61N suy ra 1 3 1[ ] 3 54265,61

23,84(mm)

0, 2 0, 2.20

sb T d

τ

Chọn : tiết diện lắp khớp dc=25mm

Tiết diện lắp ổ lăn trái và phải d0=d1=30mm

Tiết diện lắp bánh răng d2=32mm

Chọn then lắp chi tiết:

Chiều rộng then bc Chiều cao then hc Chiều sâu rãnh then t1 Chiều dài then lt Số then

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57

Chiều dày: Thân hộp,δ

Nắp hộp,δ 1

δ =0,03.a +3 = 0,03.125 + 3 = 6,75 Chọn δ = 10 mm

δ 1 = 0,9 10 = 9 mm Chọn δ 1 = 9 mm

e=10mm

Dốc: 2Đường kính:

d4 =10mm

d5 = 8mmMặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

h: xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm

lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32

Các kích thước của hộp giảm tốc:

• Kết cấu các chi tiết truyền động:

( )µm

Smax( )µm

Smin( )µm

+320 +100

Trục II Φ80 +30

0

-100 -290

Trục II Φ 35 +12

-12

+18 +2

+188 +35

Trục II Φ 30 +195

+65

+18 +2

+193 +47

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] GS.TS Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy tập 1, tập 2 – NXB Giáo dục

[2] PGS.TS.Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tập

2 – NXB Giáo dục

[3] GS.TS Ninh Đức Tốn: Dung sai và nắp ghép - NXB Giáo dục 2000

[4] Bộ môn Hình họa –Vẽ kỹ thuật trường ĐHBK Hà Nội : Bài tập vẽ kỹ thuật