THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng.

Các số liệu cho trước: 1. Lực kéo bang tải : F = 1500N 2. Vận tốc băng tải : v = 0,54ms 3. Đường kính tang : D = 140mm 4. Thời hạn phục vụ : lh = 1700giờ 5. Số ca làm việc : số ca 3 6. Đặc tính làm việc : va đập nghẹ Tmm = 1,4 T1 T2 = 0,72 T1 t1 = 2,6h t2 = 4,2h tck = 8h 7. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30 Yêu cầu thực hiện: I. Phần thuyết minh: Trình bày 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. Tính toán thiết kế trục. Tính chọn ổ đỡ. Lựa chọn kết cấu hộp. II. Phần bản vẽ:

BỘ CÔNG THƯƠNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ

NỘI -

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT

NAM Độc Lập - Tự Do - Hạnh Phúc -

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Họ và tên sinh viên: ĐẶNG HỮU NGHĨA Lớp: Cơ điện 3Khóa: 11 khoa: Cơ KhíGiáo viên hướng dẫn: NGUYỄN TRÍ DŨNG

NỘI DUNG THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng

T1

T2

tmm t1 t2

tck

Các số liệu cho trước:

tck = 8h

Yêu cầu thực hiện:

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

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy là một trong những môn cơ sở lý thuyết cho sinh viên khoa cơ khí nói chung

và các khoa khác nói riêng có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.

Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trọng từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục.Khác với các máy vận chuyển gián đoạn các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu đó.

Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, năng suất cao.

Để làm quen với việc đó em được giao thiết kế dẫn động băng tải, với những kiến thức đã học và sau

một thời gian nghiên cứu với sự giúp đỡ tận tình của thầy Nguyễn Trí Dũng và sự trao đổi của bạn

bè,em đã hoàn thành được đồ án được giao.

Song với những hiểu biết còn hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong nhận được sự chỉ bảo, đóng góp của thầy và các thầy cô trong khoa, để đồ án của em được hoàn thiện hơn.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã

tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án này đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Trí Dũng hướng dẫn.

Hà Nội,ngày 6 tháng 03 năm 2012

Sinh viên thực hiện

Phần I: Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền

I Chọn động cơ.

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Pct =

Trong đó: Pct là công suất cần thiết của động cơ (KW)

Pt là công suất tính toán của trục tang (KW)

η là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động: η = η2

ol ηđ ηbr ηot ηkn

Trong đó: ηol là hiệu suất một cặp ổ lăn

ηot là hiệu suất một cặp ổ trượt

ηđ là hiệu suất bộ truyền đai thang

ηbr là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηkn là hiệu suất nối trục đàn hồi

= 8,1 (KW) Với : Pt là công suất làm việc trên trục tang băng tải

F là lực kéo trên băng tải (N)

v là vận tốc của băng tải (m/s)

=> Pct = = 0,8872,1 = 9,29 (KW)

2 Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.

- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống (Ut): Ut = Uh Uđ

Trong đó:

Uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Uđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

+ Trục II: P2 = P1 ηbr ηol = 8,74 0,96 0,99 = 8,31 (KW)

n2 = = 3644,95,5 = 73,6 (vòng/phút)

T2 = 9,55 106 P2/ n2 = 9,55 106 738,31,6 = 1078267 (N.mm)+ Trục công tác: P3 = P2 ηkh ηot = 8,31 0,98 0,995 = 8,1 (KW)

n3 = n2/ Ukh = 731,6 = 73,6 (vòng/phút)

T3 = 9,55 106 P3/ n3 = 9,55 106 738,1,6 = 1051019 (N.mm)

So sánh: Pt = P3 =8,1(KW)Vậy tính toán đạt yêu cầu

- Căn cứ theo yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền và hình 4.1 ta chọn đai thang thường

loại Б làm bằng vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao.

- Tra bảng 4.13 chọn tiết diện đai :

Với ε là hệ số trượt của đai loại Б , ε = 0,02

- Tra bảng 4.26 chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 710 (mm)



+ (7104.674 180,5)2 = 2851 (mm)

- Tra bảng 4.13 chọn L theo tiêu chuẩn : L = 3000 (mm)

- Nghiệm số vòng quay của đai trong 1 giây:

i = = 133,74 = 4,58 1s ≤ imax = 10 1s

Vậy đai thỏa mãn điều kiện mỏi

- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn:

+ Theo công thức 4.6 ta tính được:

a =

4

8 2 2



  



 P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động; KW

 [P0]: công suất cho phép;KW, được xác định bằng thực nghiệm

 Kđ : hệ số tải trọng động

 CL : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

 Cu :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

 Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

= 3,59 ; Tra bảng 4.18 và nội suy ta có: Cz = 0,9 Thay số vào ta được:

z = 2,59.0,989,29.1,.071,25.1,14.0,9 = 4,59 Chọn z = 5 (đai)

Chọn HB1 = 245 Mpa ; σb1 = 850 Mpa ; σch1 = 580 Mpa.

II Xác định ứng suất cho phép.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức: [σH] =

YR - Hệ số xét dến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải(vị bộ truyền làm việc 1 chiều nên KFC = 1)

SH, SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

σ0

Hlim, σ0

Flim - Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

- Khi thiết kế sơ bộ lấy: ZR.ZV.KxH = 1, và YR.YS.KxF = 1

Do đó công thức tính ứng suất cho phép là:

KHL = ; KFL =

Trong đó: mH, mF - Là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Do ta chọn độ rắn mặt răng HB < 350 MPa nên ta có mH = 6, mF = 6

NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên NHE, NFE được xác định theo công thức:

- Với Ti , ni , ti lần lượt là mô men xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc ở chế

Độ thứ i của bánh răng đang xét

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.( ở đây chọn c = 1)

- Xác định ứng suất cho phép: [σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa.

ψ σ

.

1

ba h H

H h

a

U

K T U

Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 được Ka = 49,5 MPa1/3

Uh - Là tỉ số truyền của cặp bánh răng Uh = 4,95

T1 - Là mô men xoắn trên trục I( trục chủ động)

11 , 1 10 7656

= 360 (mm) Lấy aw =360 (mm)

-Tính hệ số dịch chỉnh theo 6.22

t

2

cos

=

360 2

20 cos 5 ).

120 24



=0,939

 tw = 20,11o

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

2 σ

w h w

h H H

M

U K T Z



)] = 1,72  Zε =0,87

KH – Hệ số tải trọng khi tinh toán về tiếp xúc

dw1 =

1

2

= 0,82 (m/s) Với v = 0,82 (m/s) Tra bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9

1 5 10 7656 2

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1), với v = 0,82 (m/s), ZV = 1;cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám Rz = 10 ÷ 40 µm, do đó

ZR = 0,9 ; KxH = 1

Khi đó, theo (6.1) và (6.10):

[σH]’ = [σH].ZR.ZV.KxH = 481,8 0,9 1 1 = 433,6 MPa

Và σH = 395 MPa < [σH]’ = 433,6 MPa

Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về điều kiện uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại mặt răng không được vượt quá ứng suất cho phép

Yε = = 1,172 = 0,58 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ = 1 - là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

ở đây với răng thẳng nên Yβ = 1

YF1 , YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 ,phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Tra bảng 6.18 và nội suy ta có: YF1=3,93 ; YF2 = 3,6

KF – Hệ số tải trọng khi tính cho uốn

93 , 3 1 58 , 0 33 , 1 10 7656

Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng

suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc: σHmax = σH Kqt ≤ [σH]max ; Với Kqt = = 1,7

σHmax = 395 1 , 7 = 515 ≤ [σH]max = 1260 MPa

- Ứng suất uốn : σF1max = σF1.Kqt = 53,72 1,7 = 91,324 ≤ [σF1]max = 464 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 49,2 1,7 = 83,64 ≤ [σF2]max = 360 MPa

6 Các thông số khác của bộ truyền.

- Mô đun pháp tuyến: mn = 5 (mm)

- Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25 5 = 11,25(mm)

Phần IV: Tính toán thiết kế trục

2 ,

k T

Trong đó: Tk là mô men xoắn của trục

[τ] = 15 ÷ 30 Mpa ] là ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 Mpa ] = 15 ÷ 30 Mpa

10 7656

10 371

= 97,52 (mm) -Tra bảng 10.2 ; chọn d1 , d2 theo tiêu chuẩn và chiều rộng ổ lăn tương ứng:

lm22 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (120 ÷ 150) mm Chọn lm22 = 120 mm.

-Tra bảng 10.3 ta chọn các trị số khoảng cách k1 , k2 , k3 và hn

Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

hoặc khoảng cáh giữa các chi tiết quay

k1 = 12

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ

khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc)

k2 = 10

Hình 10.6 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp

12760tg o

= 4672 (N) + Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng)

-Ta có:

+ Trục quay cùng chiều kim đồng hồ: cq = -1

+ Bánh răng chủ động: cb = 1

+ Răng hướng phải: hr = 1

+ Tọa độ điểm đặt lực nằm trên Oz nên r < 0

r =

-2

1

dw = -1202 = -60 (mm) + Khi đó: Fx3 = r r cq.cb.Ft3 = 6060 (-1).1.12760 = 12760 (N)

=

157

5 , 87 2547 5

, 78

=

157

5 , 78 4672 5

, 87

+ Răng hướng trái: hr = -1

+ Tọa độ điểm đặt lực nằm dưới Oz nên r < 0

r =

2

2

dw = 6002 = 300 (mm) + Khi đó: Fx2 = r r cq.cb.Ft2 = 300300 1.(-1).12760 = -12760 (N)

Fx x

21

23 21 3 22

=

211

) 150 211 (

15900 5

, 105

* Mz2 = Mz3 = T2 = 371.104 (Nmm)

] [

1 ,

0 M tđ = 3 0 , 1 49 , 4

05 , 663029

876 , 724043

= 52,72 (mm) -Tiết diện 1: M1 = 0 ; M1tđ = 0

866 , 815418

= 54,85 (mm) -Chọn theo tiêu chuẩn lắp ghép ổ lăn và lắp ghép then:

d0 = d1 = 55 (mm)

3 , 3723471

= 91,88 (mm) Với [σ] = 48 Mpa, tra bảng 10.5

-Tiết diện 1: M1 = ( M y)2 =2385000 (Nmm) ;

M1tđ = 2385000  2 0 , 75 ( 371 10 4 ) 2 = 4001412,25 (Nmm)

Do đó: d1 = 3

48 1 , 0

25 , 4001412

= 94,1 (mm)

-Tiết diện 3: M3 = 0 ; M3tđ = 0 , 75 ( 371 10 4 ) 2 = 3212954,24 (Nmm)

Do đó: d3 = 3

48 1 , 0

24 , 3212954

= 87,47 (mm)

-Chọn theo tiêu chuẩn lắp ghép ổ lăn và lắp ghép then:

d0 = d1 = 90 (mm)

d2 = 95 (mm) ; d3 = 80 (mm)

6 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 tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

j 2 j

j

s s

s s

Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5

sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

sj =

mj aj

aj =

2

min maxj  j

mj =

2

min maxj  j

T

2Với Wj và Wọj là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện J của trục, được xác định như sau:

d

t d t b d

2

) (

32

1 1

d

t d t b d

2

) (

16

1 1

K K

K K

K và K - 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 Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể tra trực tiếp tỉ số

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K và K đối với góc lượn có thể tra bảng 10.13

Như vậy trị số của K và K rất khác biệt tuỳ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Trường hợp tại một tiết diện của trục đồng thời có nhiều nguyên nhân gây tập trung ứng suất, chẳng hạn mặt cắt trung bình của bề mặt lắp ghép bánh răng với trục đồng thời có hai yếu tố gây tập trung ứng suất, đó là lắp có độ dôi và rãnh then thì khi tính toán phải so sánh các giá trị của

S =3,45 > [S ] =1,5÷2,5

 Trục I thỏa mãn điều kiện mỏi

6.2 Kiểm tra trục II:

Thay các số liệu vào 10.20a và 10.21a ta có:

S 2= 2,54261.26,6,7 = 3,85

S 2 = 2,23151.11,7,99 = 5,67

S2 = 3 , 85 2 5 , 67 2

67 , 5 85 , 3

2 , 474658

60 2 , 0

10 7656

= 17,72 (MPa)  tđ= 21 , 97 2  3 17 , 72 2 = 37,74 (MPa)

tđ = 37,74 < [σ] = 272 (MPa)

 Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh

7.2 Kiểm nghiệm trục II: (tại bánh răng 2)

98 , 1881797

10 371

= 21,635 (MPa)  tđ= 21 , 95 2  3 21 , 635 2 = 43,43 (MPa)

tđ = 43,43 < [σ] = 272 (MPa)

 Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh

8 Kiểm nghiệm độ bền dập của then.

T

=> d < [d] Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập.

Tương tự trục II cũng thỏa mãn với chiều dài then là : lt = 128,25 mm

Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu làm việc là khẳ năng tải động nhằm

đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải trọng tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

-Chọn ổ theo khả năng tải động.

Số vòng quay của trục I : n = 131,53 vg/p nên khẳ năng tải động Cb được tính theo

Lh : tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy Lh = 16800 giờ

V : Hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay nên V = 1

Kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Q

N F

X

Q

r t

r

074 , 1

4 , 644 1074 6 , 0

0 0

Vậy điều kiện bền tĩnh được thỏa mãn

Do đó ta chọn ổ cỡ trung, ký hiệu 318 có các thông số sau:

2.Tính cho trục II.

2.1 Chọn cấp chính xác.

Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 độ đảo tâm 20mm

2.2 Chọn kích thước ổ lăn.

Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu làm việc là khẳ năng tải động nhằm

đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải trọng tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

Chọn ổ theo khẳ năng tải động.

Số vòng quay của trục I : n = 26,306 vg/p nên khẳ năng tải động Cb được tính theo

m

d Q L

C 

Trong đó:

m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn : m = 3

Lh : tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy Lh = 16800 giờ

V : Hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay nên V = 1

Kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Vậy điều kiện bền tĩnh được thỏa mãn.

Do đó ta chọn ổ cỡ nhẹ ký hiệu 216 có các thông số sau:

-Kết cấu gồm 2 phần: nắp hộp và thân hộp.Chúng được ghép với nhau bằng bu lông

- Mặt chân đế không làm phẳng mà làm 2 dãy lồi nhằm giảm tiêu hao vật liệu, thời gian gia công và khả năng lieu thông không khí để thoát nhiệt

Trong đó : L – Chiều dài hộp, lấy sơ bộ L = 900 mm.

B – Chiều rộng hộp , lấy sơ bộ B = 350 mm

12 5

10

0

15 0 87

4

c.Chốt định vị:

Chọn chốt côn Tra kích thước trong bảng 18-4b

d Nút thông hơi.

Chọn theo tiêu chuẩn bảng 18-6

e Nút tháo dầu : Chọn nút tháo dầu côn theo tiêu chuẩn trong bảng 18-8.

10

1:50

f Thiết bị kiểm tra tháo dầu : Que thăm dầu theo tiêu chuẩn bảng 18-11d.

II.Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh.

1 Xác định kiểu lắp.

- Giữa bánh răng và trục: Chọn kiểu lắp

- Giữa ổ lăn và trục: Chọn kiểu lắp

- Giữa bánh đai và trục : Chọn kiểu lắp

2 Bôi trơn.

a- Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốtvà đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầuvà bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v

< 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu với chiều sâu ngâm dầu =1/6 bán kính bánh răng Lượng dầu bôi trơn : 1,5…2 (l)Dầu bôi trơn :

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ làm bằng vật liệu thép tra bảng 11 và bảng

18-13 ta chọn được :

28

15 9