ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Các số liệu cho trước: 1. Lực kéo bang tải : F = 1500N 2. Vận tốc băng tải : v = 0,24ms 3. Đường kính tang : D = 250mm 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.

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 nghiêng

Các số liệu cho trước:

Tmm = 1,4 T1 T2 = 0,72 T1 t1 = 2,6h

Yêu cầu thực hiện:

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

trục

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤPLoại hộp: bánh răng trụ răng nghiêng

Trong đó:

plv : công suất cần thiết trên trục tang (kw)

F : lực kéo bang tải (N)

Tra bảng 1.3 chọn động cơ: A132S8Y3

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

số răng đĩa lớn z2=118 răng < zmax = 120m

thỏa mãn điều kiện mòn: pt <[p] = 30,7 kw

Đồng thời theo bảng 5.8 p < pmax

kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo 5.18

Do tổng công suất truyền tải trung bình không có yêu cầu đặc biệt về vật liệu, để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu như sau:

KXH hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướ bánh răng

Ys hệ số sét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy ZR .Zv KXH = 1 và YR .Ys .KXF = 1Trong đó: [σHH] = σHHLim0 KHL/SH

[σHF] = σHFLim0 KFC KFL /SF

Với σHHLim0 , σHFlim0 lần lượt là ứng suất tiếp súc cho phép và ứng suất uốn cho

KFC:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KHL, KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ

và cấp độ tải trọng của bộ truyền

σHH1Lim0 = 2HB + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa

làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc.

[σHH2]max = 2,8σHch2 = 2,8.450 = 1260 MPa

[σHF1]max = 0,8σHch1 = 0,8.580 = 464 MPa

[σHF2]max = 0,8σHch2 = 0,8.450 = 360 Mpa

Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw với cấp nhanh

2 Xác định số răng, goc nghiêng β, và hệ số dịch chỉnh.

=> β = 18 đảm bảo điều kiện: 8≤ β ≤ 20

ut = z2/z1 = 100/20 = 5

Ứng suất trên bề mặt làm việc:

Trong đó βb:góc nghiêng răng trong hình trụ cơ sở

Tag βb = cosαt tagβt tagβ

αt tagβt : profin răng

αt tagβtw: góc ăn khớp

theo TCVN (1065 – 71) thì αt tagβ0 = 200

αt tagβt = αt tagβtw = arctag(tagαt tagβ/cosβ) = 20,70

βb = arctag(cosαt tagβt tagβ) = 15,10

tra bảng 6.14 với cấp chính xác 9 kHαt tagβ = 1,13

[σHH] = σHHLimZR .Zv KXH KHL/SH = 540.0,95.1.1,1/1,1 = 466,36

σHH < [σHH] nên bánh răng thiết kế thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

5 Kiểm nghiệm răng khi quá tải

σHF2max <[ σHF2max] = 360 MPa

VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt, dựa vào đường kính các trục sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn.

k3 khoảng cách từ mặt mút bánh răng tới nắp ổ

hn chiều cao nắp ổ và bu lông

k2 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.

Phương trình cân bằng lực theo phương x.

Xác định giá trị mô men tại điểm C

T 300.103 Nmm

*xác định đuờng kính trục:

10.5 có [Ϭ] = 50MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục đuợc xác định theo công thức:

+d =

đến và được xác định theo công thức :

Mtd =

*Xét mặt cắt tại A vị trí lắp bánh xích

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm B vị trí có ô bi đỡ chặn của bộ truyền

Mô men tương đương tại điểm B

Mtd = = 587,8.103 Nmm

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm C vị trí có bánh răng của bộ truyền

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm D vị trí có bánh răng của bộ truyền

Mô men tương đương tại điểm D

Trong đó: T2 là mô men xoắn trên trục 2, T2 = 1,46.106 Nmm

D2 đường kính sơ bộ của trục 2, D2 = 70 mm

Nối trục đàn hồi có ưu điểm giảm va đập và chấn động đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây lên và bù lại độ lệch chục phù hợp với đk đầu bài

Xác định các phản lực tác dụng lên các ổ lăn o truc 2:

Phương trình mô men đối với điểm B:

ΣMMA = Fr2.60 – Ma2 – RxC.120 - Frkn.202,5 =0

N

Phương trình cân bằng theo phương x:

ΣMFx = RxA – Fr2 - RxC + Frkn = 0

Xác định mô men tại điểm B:

Phương trình cân bằng lực theo phương y:

ΣMFy = RyA + Ft2 - RyC +Ftkn = 0

N

Xác định mô men tại điêm B:

Xác định mô mem tại điểm C:

BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRỤC 2:

vật liệu chế tạo trục là thép C45 có tôi cải thiện có Ϭb 600MPa tra bảng 10.5 có [Ϭ] = 50MPa.

Đường kính tại các mặt cắt trên trục đuợc xác định theo công thức:

+d =

đến và được xác định theo công thức :

Mtd =

*Xét mặt cắt tại A vị trí ổ bi trục 2

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm B vị trí đặt bánh răng của bộ truyền

Mô men tương đương tại điểm B

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm C vị trí có ổ lăn của bộ truyền

*xét mặt cắt qua vị trí của điểm D vị trí có khớp nối của bộ truyền

Mô men uốn đứng: = 0Nmm

Mô men tương đương tại điểm D

Ta đi kiêm nghiệm độ bền mỏi độ bền mỏi của trục 1 với điều kiện:

s = [s]

trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = [1,5 ÷ 2,5]

xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện trục

sσH =

=

Ta đi xét 2 mặt cắt nguy hiểm trên truc 1, mặt cắt đi qua A và mặt cắt đi qua C

50(mm3) có W0 = 22,9.103(mm3) ; Wu = 10,65.103(mm3)

Tại đây chỉ tồn tại thành phần ứng suất tiếp

sA = =

là trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn

là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục đối với giới hạn mỏi xoắn

là biên đọp của ứng suất tiếp mà ta xét tới

là trị số trung bình của ứng suất tiếp

là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số tập trung ứng suất trung bình khi xoắn tới độ bền mỏi

Ta đi lập tỉ số then :

Trong đó: là trị số của hệ số tập trung ứng suất khi xoắn.

trục đối với giới hạn mỏi xoắn

Tra bảng 50 và 52 (sổ tay chi tiết máy) ta có được = 1,5; = 0,7

ta có: sA > [s] = [1,5 ÷ 2,5] => đảm bảo điều kiện an toàn tại A

tồn tại 2 thành phần

ứng suất pháp và tiếp

sσH =

=

Trong đó: nσH là hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp.

σH-1 là giớ hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng

kσH là hệ số kể đến sự tập trung ứng suất thực tế khi uốn

ԐσH là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đối với giới hạn mỏi uốn

σHa là biên đọ của ứng suất pháp mà ta xét đến

σHm là trị số trung bình của ứng suất pháp

ψσH là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình khi xoắn đến độ mỏi

Tra bảng ta lần lượt tìm được: W0 = 22,9.103(mm30 ; Wu = 10,65.103(mm3)

b.Với trục số

bao gồm các tiết diện qua B vị trí có phay rãnh then để lắp bánh răng lớn và

vị trí qua điểm C vị trí có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc

h là chiều cao rãnh then phay trên trục

*xét mặt cắt qua điểm D dựa vào biểu đồ mômen ta thấy tại vị trí này chỉ tồntại thành phần ứng suất tiếp.

là trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn

là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thứơc tiết diện trục đối với giới hạn mỏi xoắn

là biên đọp của ứng suất tiếp mà ta xét tới

là trị số trung bình của ứng suất tiếp

là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số tập trung ứng suất trung bình khi xoắn tới độ bền mỏi

Ta đi lập tỉ số then :

Trong đó: là trị số của hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

trục đối với giới hạn mỏi xoắn

Tra bảng 50 và 52 (sổ tay chi tiết máy) ta có được = 1,7; = 0,8

ta có: sA > [s] = [1,5 ÷ 2,5] => đảm bảo điều kiện an toàn tại D.

kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo thuyết bền 3

Thuyết bền số 3 làm thuyết bền để kiểm nghiệm về độ bền tĩnh cho trục

Trong đó : σH =

=

Với Mmax và Tmax là mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại các

Mmax = Mu.kqt

Tmax = T1.kqt

[σH] = 0,8.σHch với thép 45 tôi cải thiện có σHch = 450 (MPa)

Vậy [σH] = 0,8.450 = 360(MPa)

*kiểm nghiệm cho trục số :

Mặt cắt nguy hiểm nhất trên trục số đó là mặt cắt qua B

Tmax = .kqt = 0,3.106.1,44 = 423000 Nmm

*kiểm nghiệm cho trục số :

Mặt cắt nguy hiểm của trục số là mặt cắt qua F

Vậy trục và đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

VII TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Tính toán cho trục 1:

tại của:

loại ổ làm việc ở đây là loại ổ đũa côn có khả năng chịu tải lớn và chịu được tải trọng va đập

Với đường kính d = 35 mm chọn sơ bộ ổ đũa côn hạng trung 7307

Bảng thông số ổ đũa côn:

D1,mm

B,mm

C1,mm

T1,mm

R1,mm

R1,

mm

C,kN

C0,kN

Với ổ đũa đỡ chặn có: e = 1,5.tgαt tagβ = 1,5.tg(120) = 0,31

Theo công thức 11.7 với ổ đũa côn thì Fsj = 0,83.Fr thay vào ta có: Fs0 = 0,83.e.Fr0

Do đó Fa0 = = 5300,9 N.

Ta đi xác định X và Y theo dấu hiệu sau: Fa0/(V.Fr0) và Fa1/(V.Fr1)

Trong đó:V là hệ số kể đến vòng nào quay khi vòng trong quay thì V=1

Như vậy chỉ cần tính cho ổ số 1 vì chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương của ổ được xác định theo công thức:

Theo khả năng tải động của ổ ta có: Cd = QE.L0,3 với L = 60.n.10-6.Lh

Trong đó : n= 91,56 (v/p) thay vào ta có: L = 60.91,65.10-6.1700 = 9,3(triệu vòng) => Cd = 15360,1.(93,1)0,3 = 29,9 kN < C = 48 kN.

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đũa côn ta có : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotgαt tagβ = 0,22.cotg(120) = 1,03

Qt = X0.Fr1 +Y0.Fa1 thay số ta có: Qt = 0,5.12980 + 1,03.5300,7 = 13202 N <

đã đảm bảo điều kiện về khả năng tải tĩnh

Tính toán trục 2:

Bảng thông số của ổ bi:

mm

d1,mm

D,mm

H,mm

R,mm

C,kN

C0,kN

Ta đi xác định X và Y theo dấu hiệu sau: Fa0/(V.Fr0) và Fa1/(V.Fr1).

Trong đó:V là hệ số kể đến vòng nào quay khi vòng trong quay thì V=1

kđ là hệ số kẻ đến dặc tính của tải trọng tra bảng 11.3 có kđ = 1,2

Ta có: Q0 = (0,45.1 26766,2 + 1,81 32000).1.1,2 = 83957,7 N

Q1 = (0,45.1 33924,9 + 1,81 44956).1.1,2 = 115936,3 NNhư vậy chỉ cần tính cho ổ số 1 vì chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương của ổ được xác định theo công thức:

Theo khả năng tải động của ổ ta có: Cd = QE.L0,3 với L = 60.n.10-6.Lh

vòng) => Cd = 100721,3.(1,8)0,3 = 118,3 kN < C = 120 kN

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đỡ chặn ta có : X0 = 0,45 ; Y0 = 0,22.cotgαt tagβ = 0,22.cotg(12) = 1,03

để việc lắp ghép được dễ dàng hơn

 Bề mặt lắp nắp vào thân được cạo sạch hoặc mài , để lắp sít, khi lắp

có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

chỗ tháo dầu lõm xuống

Chiều dày: thân hộp,

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

hộp

Giữa đỉnh bánh răng với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với

= 18 mm

ổ nên hạn chế việc ổ mau hỏng Ta chọn chốt định vị có kích thước sau:

3 Nút thông hơi:

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất vàđiều hoà không khí bên trong hộp người ta dùng nút thông hơi, thường lắp ởđỉnh hộp, có các kích thước sau:

5) Kiểm tra mức dầu:

Do ta bôi trơn ngâm dầu nên ta cần kiểm tra mức dầu để xem mức dầu

có thoả mãn yêu cầu hay không Thiết bị để kiểm tra ở đây chính là quethăm dầu., que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài

6 -vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc ,để tháo lắp

dễ dàng khi lắp ghép,sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục.ta chọn kiểu lắp có

độ hở K7/h6 theo hệ thống trục

ccảm bảo độ chính xác tin cậy , độ bền của mối ghép và dễ dàng cho việc gai công chi tiết lỗ ta chọn kiểu lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6

thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6

9

10 Dựa vào bảng 20.4 ta có thể lựa chọn được các kiểu lắp thích hợp để lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau vì trong quá trình gia công thì các chi tiết gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn khi gia công trục do

đó ở đây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơn cấp 6.và chọnluôn miền dung sai của trục là miền k.từ đó ta có thể chọn kiểu lắp và miền dung sai đồng thời trị số giới hạn sai lệch theo bảng sau

-21

- 100 -290

+25 +3

0

+68 +43Mayơ bánh răng và

trục

0

+28 3

0

+25 311

Tài liệu tham khảo

1) Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động Cơ Khí

(tập 1 và tập 2), NXB Giáo Dục

2) nguyễn Trọng Diệp: Chi tiết máy(tập 1 và tập 2), NXB Giáo Dục.

3) Ngoài ra còn có các tài liệu về dung sai lắp ghép và vẽ kĩ thuật