bài thuyết minh bánh hộp giảm tốc răng trục vít

bài thuyết minh bánh hộp giảm tốc răng trục vít kèm bản vẽ đầy đủ

Đề 20 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI.

Phương án số : 19

Số liệu thiết kê :

 Chế độ tải : T1 = T ;T2=0.9T ; t1 = 22 giây ; t2 =17 ( giây)

MỤC LỤC

TÀI LIỆU THAM KHẢO 6

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN……….………7

2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN……… ……….9

3 LẬP BẢN ĐẶC TÍNH ……….……

… Error! Bookmark not defined.9 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH……… … 12

1 Các thông sô ban đâu……… 12

2 Chọn loại xích ……….12

3 Chọn số răng đĩa xích ……….12

4. Chọn bước xích ……… 12

5 Xác định khoảng cách trục và số mắc xích……….13

6 Kiểm định về độ bền và kiểm định quá tải……….14

7 Xác định thông số của đĩa xích……… 14

8 bảng thông số bộ truyền Xích………16

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT 17

1 Các thông sô ban đâu ……… 17

2.Chọn vật liệu chế tạo bộ truyền trục vít ……… 17

3 Xác đinh ứng suất cho phép ……….17

5 Xác định thông số cơ bản……….18

6 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc ……… 19

5 Kiểm nghiệm về độ bền uốn……… 19

8 kiểm nghiệm về quá tải……… 20

9 kích thước hình học bộ truyên………20

10 tính nhiệt truyền động trục vít………20

11 bảng thống kê các thông số ……… 21

PHẦN IV :THIẾT KẾ BÁNH RĂNG TRỤ……….…… ….22

1 Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn……… 22

2 Xác định ứng suất cho phép……….22

3 Truyền động bánh răng trụ ……… 24

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc……… 25

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn……….27

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải………29

7 Bảng thống kê các thông số ……… 29

PHẦN V: TÍNH TOÁN TRỤC 30

A. thiết kế trục I 1. các thông số………31

2. chọn vật liệu……… 31

3. chọn sơ bộ đường kính……… 31

4. chiều rộng ổ lăn……….31

5. tính toán phác thảo kích thước chiều dài trục………31

6. tính toán lực tác dụng lên trục……….31

7. xác định đường kính trục……….35

B. thiết kế trục II 1. các thông số………36

2. chọn vật liệu……… 36

3. chọn sơ bộ đường kính……… 36

4. chiều rộng ổ lăn……….37

5. tính toán phác thảo kích thước chiều dài trục………38

6. tính toán lực tác dụng lên trục……….39

7. xác định đường kính trục……….40

C. thiết kế trục III 1. các thông số………41

2. chọn vật liệu……… 41

3. chọn sơ bộ đường kính……… 41

4. chiều rộng ổ lăn……….42

5. tính toán phác thảo kích thước chiều dài trục………43

6. tính toán lực tác dụng lên trục……….44

7. xác định đường kính trục……….45

D. thiết kế trục III 1. kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi……… 46

2. kiểm tra trục về độ bền tĩnh………48

3. kiểm nghiệm then………49

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC …….……… 50

1 trục I……… 50

2 trục II ………53

3 trục II ………56

PHẦN VII : KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 59

I THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC……….59

1 xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp……… 59

2 một sô cơ cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp…………62

a bulong vòng……… 62

b chốt định vị………63

c cửa thăm ………64

d nút thông hơi……….65

e nút tháo dầu ……….66

f que thăm dầu ……… 67

g bôi trơn trong hộp giảm tốc……… 68

II LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI………69

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-Tập 1”-Trịnh Chất và Lê Văn NXB Giáo Dục;

[2] “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-Tập 2”-Trịnh Chất và Lê Văn NXB Giáo Dục;

Uyển-[3] “Cơ sở thiết kế máy”-Nguyễn Hữu Lộc-NXB Đại học Quốc gia TPHCM

I TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

1 Hiệu suất truyền động:

η = ηx.ηol3.ηbrng.ηtv ηkn =0,93 0.993 .0,97 0,8 0,99= 0,69

Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:

ηx = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích

ηkn = 0,99 : Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi

ηol = 0,99 :Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηtv = 0,8 :Hiệu suất trục vít không tự hảm

Tri số hiệu suất trên tra bảng 2,3

 Vậy, hiệu suất truyền động là: η=0,69

2 Công suất tính toán:

Theo công thức (2.12) va (2.13) Công suất làm việc trên máy công tác được xác địnhbởi công thức:

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

 Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:

Pct = P t

η = 5,4920.69 = 7,92 kW

4 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:

T

T

II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

1 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:u= n dc

n lv = 19,742907= 147,26

Trong đó:

nđc = 2907 vòng/phút; nlv = 19,74 vòng/phút.Chọn uh =60 => ux = 2,45

Mà uh = ubrng utv = 2 utv =60

Chọn ubr = 2 => utv = 30

III LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.

1 Tính toán công suất trên các trục:

3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

 Moment xoắn trên các trục được tính theo công thức:

6

10 30

P T

n



1) Các thông sô ban đâu

Tỉ số truyền : ux = 2,45

Thời gian làm việc : L = 3 năm, làm việc 3 ca/ngày

Công suất tính toán P t = PK K n K z

K x ≤ [P] theo công thức 5.25 thầy Lộc

Để xích không chịu lực căng quá lớn

Δa= 0,003 a* = 4,18a= 0,003 a* = 4,18

15 X = 25.48,4515.132 = 0,6 < [i] = 25 theo bảng 5.9 thõa mãn

6) Kiểm định về độ bền và kiểm định quá tải

- Lực căng do lực ly tâm gây nên:

F v = q1.v² = 11.0,642 = 4,51 N

- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F o =9,81 K f q1a = 9,81.6.11.1388.10-3 = 898,67 N

đ F t+F v+F o = 265,5.103

1,7.9719,9+ 4,51+898,67 = 15,23 > [s] = 7 tra bảng 7.10 thõa mãn

7) Xác định thông số của đĩa xích

d2 =

p c

sin(Z 2 Π )=

31,75 sin(62Π) = 626 mm

Công suất trên trục vít P1=7,86 kW; trục bánh vít P2=6,23 kW

Tỉ số truyền u=30 v/ph

Tốc độ quay trục vít n1 = 1453,5 v/ph

Tốc độ quay trục bánh vít n2 = 48,45 v/ph

Momen xoắn trên trục vít T1=51 639 Nmm;

bánh vít T2=1 227 907 Nmm

Tổng số giờ làm việc Lh=15 120 giờ

2 Chọn vật liệu chế tạo bộ truyền trục vít

Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và lực kéo băng tải lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên trục vít được chế tạo bằng thép C45 được tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45 Vận tốc trượt :

Vs = 4,5 10-5 n1 √3T2 = 4,5 10-5 1453,5 3

√1227 907 =7 m/s

Vì Vs > 5 ta dùng đồng thanh thiếc Mác BpOC 5-5-5 cho bánh vít với σb =200 ÷ 250 MPa , σch =80 ÷ 100 MPa

3 Xác đinh ứng suất cho phép

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến

hành kiểm tra cho bánh vít.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH ]

- [σHo ] ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ theo 7.3[1]

[σHo ] = (0,75 ÷ 0,9) σb = 0,9.250= 225 MPa

- Thời gian làm việc LH =15 120 giờ

- Chu kỳ ứng suất tương đương theo 7.5

b Ứng suất uốn cho phép [σF ]

- [σF0 ] ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ quay một chiều

theo 7.7[1] [σF0 ] =0,25 σb +0,08 σch =0,25 230+ 0,08 90=64,7 MPa Với NFE =60 ∑ ( T 2 i

T Max)9n 2 i t i

c Ứng suất cho phép khi quá tải

Với bánh vít bằng đồng thanh thiếc theo công thức 7,13[1] ta có [σH ]Max = 4 σch =4.90= 360MPa

Theo 7.17[1] m= 2 a w

(Z2 +q) =60+162 201 =2,47 =5,3 Dựa vào bảng 7.3[1] chọn m= 5 theo tiêu chuẩn

Tính lại

2 w

6 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

- Vận tốc trượt vs theo công thức 7.20[1]

Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc [σH ] = 200,44

- Hiệu suất η bộ truyền trục vít

7 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

- Modun pháp của rằng vít mn = m cosy = 5 cos(7,125)=4,96

8 kiểm nghiệm về quá tải

σHMax = σH √K qt =72,5 √1,7 = 94,53 ≤ [σH]Max = 360 MPa

σFMax = σF K qt=26,62 1,7 =45,25≤ [σF ]Max = 72 MPa

- hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp ψ=0,25

- hệ số kể đến giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian β

- nhiệt độ cao nhất cho phép của dâu [td] =900

- chọn nhiệt độ môi trường t0 = 200

- Kt =13 hệ số tỏa nhiệt

 A ≥ 1000.(1−η) P1

[0,7 K t (1+ψ )+ 0,3 K tq]β([t d]−t0)

=[0,7.13 (1+0,25)+0,3.211000 (1−0,82) 7,86].1,1 (90−20) =1,04 (m2)

1) Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn (theo bảng 6.1 [1])

vì công suất của bánh dẫn P= 8.02 KW không quá lớn ,bộ ruyền không yêu cầu gì đặcbiệt nên dựa vào bảng 6.1 ta chọn

da2 =310 mm Đường kính vòng đáy df1 =68 mm

df2 =288 mm Đường kính ngoài bánh vít daM2 =317,5 mm

- ứng suất tiếp xúc theo công thức 6.7 [1] :

N HE 1= 60c∑

i=1

2( T i

T max)6t i n i

= 60 1 2907 15120 ( (T T)6.22

39+(0,9 T T )6.17

39) = 209,9 108 chu kỳ

N FE 2 = N FE 1

2 = 1,163 109

Vì NHE2 = 11,63.108 > NHO2 = 1,40.107 do đó => Hệ số tuổi thọ KHL2 = 1

Vì NHE1 = 23,257 108 > NHO1 = 1,63.107 do đó => Hệ số tuổi thọ KHL1 = 1

- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T=26345 Nmm

Chọn  =130 : Z1 =2 a m (u+1 ) w cosβ = 2.85 cos131.5 (2+1) = 36.8

Lấy Z1= 37 răng => Z2= u.Z1 = 2.37= 74 răng

Tính lại β: H

4) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất cho phép trên mặt răng phải thỏa điều kiện sau :

Theo công thức 6,33[1]

σH = Z H Z M Z ε .√2.T1 K H .(u+1)

b w u d w 12 ≤[σ H]

Trong đó :

o Vận tốc vòng v = Π d w 1 n1

60000 =Π 56,67 290760000 =8,62 (m/s)

với

w w1

2 2.85

56,67

1 2 1

a d

u

ε α là hệ số trùng khớp ngang với ε α = 1,75 tính trên

hệ số dịch chỉnh là 0

Theo công thưc 6.45[1] K F = K Fβ K Fv K Fα

Trong đó :

tra bảng 6.7 [1] ta được KFβ =1,04 với ψbdmax = 0,48

Trong đó δ Fhệ số ảnh hưởng của sai sô ăn khớp δ F= ¿ 0,016

Với cấp chính xác của răng là cấp 7

Vận tốc vòng v = Π d w 1 n1

60000 =Π 56,67 290760000 =8,62 (m/s)

K Fv = 1 + 2T v F b w 1 d w 1

1K Fβ K Fα = 1 + 2.23433,78.1,04 142,50.25,5.56,67 = 2,26 Suy ra K F= K Fβ K Fv K Fα = 1,04 2,26 1 =2,35

 σ F 2 = σ F 1 Y F 2

Y F 1 =107,74.3,6143,72 =104,85 MPa

Mà ta có [σ F 2] = 1,75414 = 236,57 MPa

[σ F 2]Y R Y s K xF= 236,57 1 1,05 1 =148,4 > σ F 2=104,85 thỏa

Vậy điều kiện uốn bánh răng 1 và bánh răng 2 thỏa

6) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Trong đó :

- [σHMax ] =1260 MPa tính trên

 σHMax =476,09 √1,8 =638,74 < [σHMax ] =1260 MPa thỏa

Theo công thức 6.49[1] σF1Max = σF1 Kqt ≤ [σF1 ]Max

 σF1Max = σF1 Kqt = 107,93 1,8=194,27 ≤ [σF1 ]Max =464 MPa

 σF2Max = σF2 Kqt = 104,85 1,8 =188,73≤ [σF2 ]Max =360 MPaVậy thỏa mản điều kiện bền

- Ứng suất xoắn cho phép:     15 30

MPa (nên lấy trị số nhỏ đối với trụcvào của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra)

mm

x nt Ax t Bx

y Ay r By

x A r a By

x nt t Bx Ax

Ay Bx By

1 1

Ax Ay Bx By

a a

d F

- Với ứng suất cho phép tra bảng 10.5[1] thì [σ]= 63 MPa

 Để đảm bảo độ bền và kết cấu ghép nên ta chọn : d10=20 mm ; d11=25 mm; d12=30 mm ;

d13=25 mm

B Thiết kế trục II

1)Các thông số :

- Ứng suất xoắn cho phép:     15 30

MPa (nên lấy trị số nhỏ đối với trụcvào của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra)

mm

526, 4( )

2198, 4( )

Ax Ay Bx By

- Với ứng suất cho phép tra bảng 10.5[1] thì [σ]= 63 MPa

d22=50 mm ; d23=30 mm

C Thiết kế trục III

1.Các thông số :

- Ứng suất xoắn cho phép:     15 30

MPa (nên lấy trị số nhỏ đối với trụcvào của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra)

mm

13660, 06( ) 244,61( )

Ax Ay Bx By

4 2 4

.

148159 2

a a

F d

- Với ứng suất cho phép tra bảng 10.5[1] thì [σ]= 49 MPa

d32=65 mm ; d33=60 mm

D Kiểm Nghiệm then

1 Kiểm nghiệm theo độ bền mỏi

Ta kiểm nghiệm hệ số an toàn :

- Biên độ ứng suất pháp tại j : σ aj=σ Maxj=M j

Với giá trị b , t 1 tra theo d j ở bảng 9.1[1]

 Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ

- Giá trị ứng suất pháp tại tiết diện thứ j :

τ mj=τ aj=τ Maxj

2 =

T j 2.W 0 j

trong đó :

T j là momen xoắn tại tiết diện j

W j momen lực cản xoắn , tính theo bảng 10.6[1] trục có 2 rãnh then

- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K x = 1,06 ,tra bảng 10.8[1] trục được gia

công bằng tiện đạt độ nhám Ra = 2,5…0,63 ứng với giới hạn bền σ b=600 MPa

- Hệ số tăng bền K y =2 bảng 10.9[1] bề mặt trục được thấm Cacbon

- Hệ số kích thước của tiết diện trục ɛ σ ;ɛ τ tra bảng 10.10[1]

- Hệ số trị số K σ , K τ tra bảng 10.12[1] ứng với rãnh then được cắt bằng dao phay ngón , ta

có : K σ = 1,76 ; K τ = 1,54

Lập bản kiểm nghiệm độ bền mỏi như sau :

(30) 8x7x4 969,5 2503,48 0,9 0,85 27 4,68 9,61 34,64 9,26 D1

(25) x 785,40 1570,79 0,92 0,89 0 7,46 x 22,72 x

II A2

(25) 8x7x4 499,54 1284,93 0,92 0,89 0 17,68 x 9,59 xB2

(30)

x 1533,98 3067,96 0,9 0,85 32,7 7,4 7,94 21,9

1

7,4 7 C2

(30)

x 1533,98 3067,96 0,9 0,85 0 7,4 x 21,9

1 x

B3

(70)

20x12x7, 5

25303,4 1

σ2= 423850,8

0,1 453 =50,78 ;τ1=

51639 0,2 453=2,49σ td 1=√σ12 +3 τ12 =50,96 ≤[σ]=272

3 Kiểm nghiệm then

Thông số then được tra theo bảng 9.1a[1]

Điều kiện bền đập và điều kiện bền căt có dạng

σ d= 2 T

d l t(h−t1)≤[σ d]=150 MPaτ c= 2 T

d l t b ≤[τ c]=60 MPa Với : T : momen xoắn trên trục ; d : đường kính trục tại tiết diện sử dụng then ; l t = 0,8

l m : chiều dài then ; h: chiều cao then; t 1 : chiều sâu rãnh then

Quay một chiều làm việc 3 ca/ ngày, tải va đập nhẹ

2 Điều kiện làm việc và thời gian làm việc:

- Thời gian gian lam việc của ổ :

Với L h = 15 120 (h)

3 Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:

a Ổ tại tiết diện 11

bi, mm

6 Tính và kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ

Tiến hành cho ổ B vì ổ này chịu tải lớn hơn:

Vì vòng trong quay nên V = 1

1.174,31

0,015 0,19 11,6.10

a o

 Tính lại tuổi thọ của ổ lăn theo [C]

L=(C Q)3=(0,74817,6 )3= ¿ 13 026(triệu vòng)

i F a

C0 =

174,31 15,1.10=¿0,012 => e<0,19

 Tính lại tuổi thọ của ổ lăn theo [C]

L=(C Q)3=(0,90895,8 )3= ¿ 1 170 590 (triệu vòng)

 Tải trọng tĩnh của ổ

Q 0 =X 0 F r + Y 0 F a = 0,6 908 + 0,5.174,31 = 632 N < F r

=> Q t = F r =908 N =0,908 kN < C 0 =15,1 kN Vậy: ổ 306 là hợp lý

 Tiến hành cho ổ B

F r = 2260,54 N vậy mỗi ổ chịu một hướng tâm là F r = 1130,27 N

Lực dọc trục F a = F s +F at = 337,72 + 6496,86 = 6834,58 N

F s = 0,83.e F r =0,83.0,36.1130,27 =337,72 N Với e= 1,5 tag (α)= 1,5 tan(13,5)=0,36

F at = F a3 =6496,86 N

Vì vòng trong quay nên V = 1, do đó F a

V F r=

6834,58 1130,27 = 6,05 > e = 0,36

=> X = 0,4 ; Y = 0,4cot(13,5) = 1,67

Quay một chiều làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ

2 Điều kiện làm việc và thời gian làm việc:

6 Tính và kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ

Tiến hành cho Agối 0 và B gối 1

Lực dọc trục F a0 = F s1 +F at = 2526,95 + 783,91= 3310,86 N < F s0 = 3742,1 N

F a1 = F s0 - F at = 3742,1 – 6496,86 = -2754,76 N < F s1 =2526,95 N

F s0 = 0,83.e F r0 =0,83.0,33.13662,25 = 3742,1 N

F s1 = 0,83.e F r1 =0,83.0,33.9225,81= 2526,95 N Với e= 1,5 tag (α)= 0,33

Như vậy chỉ cần tính cần tính cho ổ 0 chịu lực lớn hơn

Vì vòng trong quay nên V = 1, do đó F a 0

V F r=

9023,81 13662,25 =0,66 > e

Ta chọn ổ đũa côn đở chặn

Vậy theo bảng 11.4[1] ta chọn X = 0,4 và Y = 0,4 cot ( )= 1,83

Tải trọng quy ước Q tác động lên ổ lăn:

 Tính lại tuổi thọ của ổ lăn theo [C]

7 Bảng thông số ổ lăn đã chọn:

Kí hiệu ổ d, mm D ,mm D 1 ,mm d 1 ,mm B, mm C 1 ,mm

T ,mm r, mm r 1 , mm C, kN C 0 ,kN α (o)

I.THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC

1 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Xác định theo kích thước nắp ổ và tra bảng 18-2 :

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

  (1…1,2). = 10 … 12 mm

Chọn  = 12 mmGiữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

400kg Kích thước bulông vòng như sau:

Loại răn M16 Một số kích thước cơ bảng: bảng 18.3a

d1 = 63 ; d2 = 35 ; d3 = 14 ; d4 = 35 ; d5 = 22 ; b = 30

Bulông treo hộp giảm tốc theo sơ đồ 18.3a

b Chốt định vị

Chốt định vị là một chi tiết đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép Ở đây ta dùng 2 chốt định vị hình trụ, có

theo kiểu lắp căng (

H 7

k 6 )