Đồ án chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc (Phương án số 39)

Page 4 tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết bị máy móc phục vụ cho

Trang 1

Page 4

tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết

bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào thực tiễn Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, v.v , được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản xuất Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ

sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và

có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của ngành cơ khí Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn

và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến

bộ

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt

là Thầy Trần Văn Hiếu đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp

sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Hà Nội ngày 2 tháng 10 năm 2015 Sinh viên thực hiện

Mai Văn Tú

Trang 2

GVHD: Trần Văn Hiếu

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn loại động cơ

1.1 Chọn kiểu động cơ điện:

Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc Loại này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải, dùng với các hộp giảm tốc)

1.2 Chọn công suất động cơ:

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn giá trị cho phép Để đảm bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:

Pdmdc Pdtdc (kW)

trong đó: Pdmdc: công suất định mức của động cơ

Pdtdc: công suất đẳng trị trên trục động cơ

ta có:

2 ct

Plvdc: công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Plvdc  P /lvct 

Pict: công suất phụ tải ở chế độ thứ i trên trục công tác

ti, tck: thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì



     

Trang 3

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

 Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

Với: D: đường kính tang dẫn của băng tải: D=300(mm)

 Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ut

ut u uh d

trong đó: ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Theo bảng 1.2 ta có

+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40)

+, Truyển động đai ud=(3…5)

 chọn uh= 10; ud =3;  ut  u u uh d k  10.3 30 

Trang 4

 Số vòng quay trên trục động cơ nsb

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn:

thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

 Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc

 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

Trang 5

3 Tính toán các thông số trên trục

3.1 Tính công suất trên các trục

 Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

Trang 6

Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức:

6 k k

k

9,55.10 PT

(Nmm) 23531,83 23180,02 106525,033 301325,1998 689967,7465

Trang 7

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

1 Thiết kế bộ truyền đai

1.1 Chọn loại đai

Chọn tiết diện đai hình thang thường

Ta có: PIII = 6,75 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động

n3 = 213,93(v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động

u = 2,4 – tỷ số truyền của bộ truyền đai

 0, 02- hệ số trượt của bộ truyền đai

Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các thông số:

Kí

hiệu

Kích thước tiết diện (mm) Diện tích

tiết diện A (mm2)

Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm)

Chiều dài giới hạn l (mm)

Trang 8

(thỏa mãn điều kiện chọn a)

 Chiều dài đai (l):



Trang 9

trong đó:

PIII - công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII=6,75 (kW)

[Po] - công suất cho phép,

tra bảng 4.19[1] ta được [Po]=2,3 (kW)

Kd - hệ số tải trọng động,

tra bảng 4.7[1] ta được Kd=1,1

Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,

C  1 0,0025(180   1) 1 0,0025(180 156,3) 0,941

Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,

ta có lo=3750, l=2800 nên l/lo=2800/3750=0,75

tra bảng 4.16 Cl=0,935

Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

u=2,45 tra bảng 4.17 Cu=1,135

Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, ta có PIII/[Po]=6,75/2,3=2,935

1.4 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

 Lực căng đai được xác định theo công thức:

v – vận tốc vòng, m/s

PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW

Trang 10

2 0

2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

 Các thông số đầu vào:

P PI 7,1 (kW), TTI 23180,02 (Nmm)

nnI 2922 (v/ph), uu1 4,71

Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ)

Tải trọng thay đổi: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T

Trang 11

2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

Tra bảng 6.1[1] ta chọn:

Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt

HB 241…285, có giới hạn bền  b1 850 (MPa), giới hạn chảy

  Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1 = 245

Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt

  , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15 đơn vị  ta chọn HB2 = 230

2.2 Xác định ứng suất cho phép

Ứng suât tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép[F]

được xác định theo công thức:

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Ys 1,08 0,0695.ln(m)

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:

Trang 12

o Hlim1 2HB1 70 2.245 70 560 (MPa)

NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ

truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

Trang 13

ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có:

Trang 15

ta lấy số răng bánh răng lớn: Z2=113

 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

Trang 16

mà :   t tw arctg(tg / cos )  =arctg(tg20 / cos(8,885 ))o o 20, 22o

o

31, 2.sin(8,885 )

1,023 >11,5

Trang 17

tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v=5,58 (m/s) ta được:

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

Trang 18

KF- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta được KF 1,32

KFv- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Trang 19

với: vF  F.g v ao w1 / ut1 tra bảng 6.15[1] ta được F=0,006 tra bảng 6.16[1] ta được go=56 nên vF  0,006.56.5,58 104 / 4,7  8,82

F2

114, 712.3, 6

105,888 (MPa)3,9

Ta có: [  F1] [ F 1] Y Y KR s xF

[F2] [ F 2] Y Y KR s xF

Ys = 1,08-0,0695.ln(m) =1,08-0,0695.ln(1,5)=1,0518

YR = 1(bánh răng phay), KxF =1 (vì da <400 mm) F1

 thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng

2.7 Kiểm nghiệm điều kiện quá tải

Ta có: Kqt Tmax / T=2,2 trong đó:

Kqt – hệ số quá tải

Tmax – momen xoắn quá tải

T - momen xoắn danh nghĩa

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một quá trị cho phép tức là :

H max  H Kqt  [ H max] H max  493,3 2, 2  731,68 1260 (MPa) 

Trang 20

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép tức là:

 Thoả mãn điều kiện quá tải

2.8 Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền

Trang 21

Bảng thông số và kích thước của bộ truyền.

Trang 22

3 Thiết kế bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng

Các thông số đầu vào của bộ truyền:

PPII 6,92 (kW)

T TII 106525,033 (Nmm)

nnII 620,38 (v/ph), u2 13,66 / 4,7 2,9

Thời gian sử dụng: 300.8.8.1=19200 (giờ)

Tải trọng thay đổi: T1=T; T2=0,9T; T3=0,7T

3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

Tra bảng 6.1[1] ta chọn:

Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt

  Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1=245

Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt

  , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng nhỏ nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15 đơn vị  ta chọn HB2=230

3.2 Xác định ứng suất cho phép

Ứng suât tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép[F]

được xác định theo công thức:

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Ys 1,08 0,0695.ln(m)

Trang 23

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:

N

NHO2 30H2,4HB2 30.2302,4 1,39.107

Trang 24

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.106

NFO1 NFO2 4.106

NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ

truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

Trang 26

ta lấy số răng bánh răng lớn: Z4=142

 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :

Trang 27

o

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

01,5





Trang 28

Z  (4 ) / 3 với - hệ số trùng khớp ngang

KHβ – đã tra ở trên, KHβ = 1,05 KHv – hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

58.2,898.73, 4 =422,539 (MPa)



  

Trang 29

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

Trang 30

KF- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta được KF 1,12

KFv- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Trang 31

126,95.3, 47

125,14 (MPa)3,52

 thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng

3.7 Kiểm nghiệm điều kiện quá tải

Ta có: Kqt Tmax / T=2,2 trong đó:

Kqt – hệ số quá tải Tmax – momen xoắn quá tải

T - momen xoắn danh nghĩa

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một quá trị cho phép tức là :

H max  H Kqt  [ H max] H max  422,539 2, 2  626,73 1260 (MPa) 

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chânrăng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt

quá một giá trị cho phép tức là:

Trang 32

3.8 Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền

Trang 33

 Bảng thông số và kích thước của bộ truyền

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc ta dùng ở đây là hộp giảm tốc ngâm dầu, ở đây các bánh răng lớn được ngâm trong dầu Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì các bánh lớn phải đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất

và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một giá trị cho phép

Trang 34

Gọi x là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục, chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng là:

lmin (0,75 2).h lmin 10(mm)

trong đó: h – chiều cao của răng tron hộp giảm tốc,

ở bộ truyền bánh răn g trụ răng nghiêng h1 = 6,75

ở bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng h2=6,6351

l2min (0,75 2).6,75 5,0625 13,5 (mm)

l4min (0,75 2).6,6351 4,98 13, 2702 (mm)  

vì lmin 10(mm) nên ta chọn l2 min l4 min 13 (mm)

khi này ta có : min da min

Mức dầu chung cho cả hộp giảm tốc là:

Xmin min(X2min, X4min)min(74, 28; 96, 275) 74, 28 (mm)

Xmax max(X2max, X4max)max(64, 28; 86, 275) 86, 275 (mm)

  X Xmax Xmin 86, 275 74, 28 11,995 > 10 (mm) 

Kết luận : điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc được đảm bảo

 Chọn loại dầu bôi trơn:

Theo bảng 18.11 với nhiệt độ làm việc là 50oC đến 100oC độ nhót của dầu là 80/11

Tra bảng 18.13 ta chọn loại dầu bôi trơn là dầu ôtô máy kéo AK – 20

Trang 35

5 Kiểm tra điều kiện chạm trục

Để tránh các bánh răng chạm vào trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo các điều kiện sau:

Bánh răng lớn của bộ truyền cấp nhanh phải cách trục III ít nhất 1 khoảng từ 7÷10 (mm)

Bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp chậm phải cách trục I ít nhất 1 khoảng từ 7÷10 (mm)

Kết luận: điều kiện chạm trục được thoả mãn

6 Kiểm tra sai số vận tốc

Trang 36

Kết luận: điều kiện về sai số vận tốc thoả mãn

Trang 37

PHẦN III : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

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

1.3.1 Chiều rộng của ổ lăn (b o )

Từ đường kính d tra bảng 10.2[1] ta có thể xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn bo , ta có:

Trang 38

bo(mm)

tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 8…15 k1 = 12

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 5…15 k1 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi

Chiều cao lắp ổ và đầu bulông hn = 15…20 hn = 18

Định dạng
Số trang	76
Dung lượng	1,46 MB