MỤC LỤC Ch¬ương 1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1. Chọn động cơ 4 1.2. Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ 6 Chư¬ơng 2. Bộ truyền trong hộp hộp (bộ truyền trục vít) 2.1. Chọn vật liệu 8 2.2. Xác định ứng suất cho phép 8 2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 9 2.4. Kiểm nghiệm răng bánh vít 10 2.5. Kích th¬ước hình học của bộ truyền 12 2.6. Tính toán nhiệt truyền trong truyền động trục vít 12 Ch¬ương 3. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích) 3.1. Chọn loại xích và số răng đĩa xích 14 3.2. Xác định các thông số của bộ truyền xích 14 3.3. Kiểm nghiệm về độ bền xích 16 3.4. Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 17 Ch¬ương 4. Tính toán và lựa chọn kết cấu trục 4.1. Chọn vật liệu 18 4.2. Tính sơ bộ trục 18 4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối và điểm đặt lực 18 4.4. Tải trọng tác dụng lên trục 20 4.5. Xác định đ¬ường kính các đoạn trục và kết cấu trục 22 4.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 25 4.7. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 27 Ch¬ương 5. Tính toán và chọn ổ lăn 5.1. Chọn ổ lăn 28 5.2. Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục vít 30 5.3. Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục lắp bánh vít 32 Ch¬ương 6. Tính toán và chọn các chi tiết khác của hộp giảm tốc 6.1. Các phần tử cấu tạo của hộp giảm tốc 33 6.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 33 6.3. Dung sai và kiểu lắp 34 Tài liệu tham khảo 35
Đồ án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Cp Tr Nghiờng Chơng 1: Chọn động phân phối tỉ số truyền 1.1 Chọn động cơ: Trong hệ dẫn động khí, động điện đợc sử dụng phổ biến Có nhiều loại động điện khác nhau, nhiên có nhiều u điểm so với loại động điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy ) động điện xoay chiều ba pha không đồng ngắn mạch đợc sử dụng phổ biến Quá trình tính toán lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thực thông qua bớc tính toán về: - Công suất động - Số vòng quay đồng sơ động - Các yêu cầu momen mở máy, tải phơng pháp lắp đặt 1.1.1 Công suất động cơ: Công suất trục động đợc tính theo công thức (2.8) [1] : Trong đó: + Pct : công suất cần thiết trục động + P t : công suất tính toán máy công tác(kw) + : hiệu suất truyền động Giá trị đợc xác định theo công thức (2.9) [1] : Với hiệu suất truyền động truyền, cặp ổ hệ thống dẫn động Căn cứ, vào sơ đồ kết cấu truyền giá trị hiệu suất loại truyền, cặp ỉ theo b¶ng 2.3 [1] ta cã: + HiƯu st nối trục = 0,99 + Hiệu suất ổ lăn = 0,99 + Hiệu suất cặp bánh hộp gi¶m tèc = 0,97 + HiƯu st bé trun xÝch = 0,96 + Hiệu suất ổ trợt =0,99 Với giả thiết hệ thống dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi theo 2.11 [1] : kW Trong đó: F lực kéo băng tải, N v vận tốc băng tải, m/s kW 1.1.2 Số vòng quay đồng sơ bộ: Số vòng quay trục máy công tác đợc tính theo công thức 2.16 [1] : v/p Trong đó: v vận tốc xích t¶i, m/s t bíc xÝch cđa t¶i, mm z sè đĩa xích tải Theo bảng 2.4 [1] ta chọn đợc : + tỷ số truyền xÝch un=uxÝch=3 + tû sè trun cđa hép trun b¸nh uh=ubr=4 Vậy tỉ số truyền toàn hệ thống dẫn động 2.15 [1] : Từ giá trị nlv ut ta có số vòng quay sơ động cơ: n sb=ut.nlv= 65.12 = 780 ( v/p) Vậy ta chọn số vòng quay đồng động n db = 1000 v/p 1.1.3 Chọn động cơ: Căn vào giá trị Pct, ndb ĐC đợc xác định trên, có xét đến điều kiện: Bảng Thông số kỹ thuật động Thông số Ký hiệu động Công suất động Hiệu suất động Số vòng quay Tk/Tdn Tmax/Tdn cos Giá trị 4A132S8Y3 4.0 kW 85,0 % 720 v/p 1,8 0,8 Với số vòng quay đồng : n=60.f/p =750 (v/p) Trong f tần số dòng điện 1.1.4 Phân phối tỉ số truyền: Từ giá trị thực số vòng quay động ta tính đợc xác tỉ số truyền toàn hƯ thèng: Chän tØ sè trun cđa bé trun xÝch lµ u x= vËy tØ sè trun thùc tÕ truyền bánh là: 1.2 Công suất, số vòng quay, momen xoắn trục động cơ: 1.2.1 Công suất trục: - Dựa vào công thức sau để tính P i= P(i+1)/ + Công suất trục 3: P3=Plv =Pt=2,86KW + Công suất trục 2: kW + Công suất trục 1: kW 1.2.2 Số vòng quay trục: -Số vòng quay trục 1: (v/p) -Số vòng quay trục 720 v/p -Số vòng quay trục 3: v/p 1.2.3 Momen xoắn trục: Momen xoắn trục 1: Nmm Momen xoắn trục 2: Nmm Momen xoắn trục 3: Nmm Momen xoắn trục động cơ: Nmm Các giá trị momen xoắn, công suất, số vòng quay, tỉ số truyền đợc trình bày bảng dới Bảng Công suất, tỉ số truyền, momen xoắn, số vòng quay trục Trục U P (kW) n (v/p) T (Nmm) động 1 3,21 720 42577,08 3,69 3,13 720 41525,97 3,81 195,12 159697,22 2,86 Chơng II :Thiết kế truyền bánh I.Tính toán thiÕt kÕ bé trun 1.Chän vËt liƯu Theo b¶ng 6.1[1] ,ta chän nh sau : B¸nh nhá: Chän vËt liƯu thép C45 tiến hành cải thiện sau gia công có thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau: HB = 241 285; b1 = 850 MPa ; ch = 580 Mpa VËy ta chän độ cứng bánh HB1 = 245 Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 tiến hành cải thiện sau gia công có thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau: HB = 192 240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa Vậy ta chọn độ cứng bánh là: HB2 = 230 Xác định ứng suất tiÕp xóc [ H] vµ øng st n [ f] cho phép Trong đó: - SH hệ số an toàn - ZR hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám bề mặt - ZV hệ số xét đén ảnh hởng vận tốc vòng - ZL hệ số xét đén ảnh hởng bôi trơn - KxH hệ số xét đén ảnh hởng kích thớc bánh Chọn sơ ZR.ZV.KLKxH = Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N HE đợc xác định nh sau: Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc bề mặt - KHL hệ số xét đến ảnh hởng chu kỳ làm việc Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí) ta công thức xác định SH vành sau: H lim = 2.HB + 70 ; SH=1,1 ; S H= 1,75 VËy ta cã giới hạn bền mỏi tiếp xúc bánh nhỏ bánh lớn nh sau: H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250+ 70 = 570(Mpa) H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) Hệ số chu kỳ làm việc bánh đợc xác định nh sau: KHL= Số chu kỳ sở NHO đợc xác định công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4 Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE bánh nghiêng đợc xác định nh sau: Trong đó: - c số lần ăn khớp vòng quay Nên ta có c =1 - T:thêi gian lµm viƯc - ni lµ sè vòng quay chế độ i bánh xét Vậy ta đợc : NHE1=NFE1=60.1.720.20000=8,64.108 NHF2=NFE1=60.1.180.20000=2,102.108 Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy : KHL1=1 NHE2>NHO2 Nªn NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1 Thay số vào ta xác định đợc ứng suất cho phép bánh nh sau: (Mpa) (Mpa) Do bánh làm việc êm nên ta có (Mpa) Do bé tun quay chiỊu ,nªn KFC =1 (MPa) (MPa) ứng suất tải cho phép ,theo (6.10) (6.11) ,ta cã =2,8 =2,8.450=1260 (MPa) =0,8 = 0,8.580=464 (Mpa) =0,8 = 0,8.450=360 (Mpa) 4.Tính toán truyền bánh trụ nghiêng a Xác định sơ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aW truyền bánh trụ thẳng thép ăn khớp ngoµi nh sau: aW Ka (u1 + 1) (mm) Trong đó: - T1 mômen xoắn trục ,T1 =41515,97 (Nmm) - a = bW/aW = 0,3 lµ hệ số chiều rộng bánh (bảng 6.6) -Ka =43(bảng 6.5) - KH hệ số tập trung tải trọng - KHv hệ số tải trọng động - KH hệ số phân bố không tải trọng - u1 tỉ số truyền cặp bánh ta xét ta có: - d = 0,5.a (u+1) = 0,5.0,3.(3,69+1)=0,745 Tra B¶ng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí) ta có KH = 1,1 (Sơ đồ 3) - Chän s¬ bé KHv = KH = aW = 43.(3,69+1) (mm) VËy ta chän aW = 110 (mm) b Xác định thông số ăn khớp bánh nghiêng * Môđun pháp bánh trụ nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau: m = (0,01 0,02).aW = (0,01 0,02).110= 1,1 2,2 (mm.) Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta chọn môdun pháp m = 1,25 (mm.) * Số bánh nhỏ bánh lớn lần lợt Z1 Z2: Đối với hộp giảm tốc có sử dụng bánh nghiêng góc nghiêng bánh = 30 40 VËy chän s¬ bé = 100 cos = 0,9848 ®ã ta có: Chọn Z1 = 37(răng) Z2 = U1 Z1 = 3,69.37 = 136,53 (răng) ,chọn Z2 =136(răng) Zt = Z1 + Z2 = 37+136=173(răng) Tính lại khoảng cách trơc theo(6.21) (mm) Tû sè trn thùc lµ um=z2/z1=136/37=3,67 Khi góc nghiêng thực tế có giá trị xác định nh sau: c Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 495,4 (MPa) Do H = ; Trong ®ã : - ZM : HƯ sè xÐt ®Õn ¶nh hëng c¬ tÝnh vËt liƯu; - ZH : HƯ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : HƯ sè kĨ ®Õn sù trïng khíp cđa răng; - KH : Hệ số tải trọng tính vỊ tiÕp xóc, víi KH= KH.KHV KH - bw : Chiều rộng vành - dw1 : Đờng kính vòng chia bánh chủ động Ta tính đợc th«ng sè: - T1 = 41515,97 (N.mm) - bw = 0,3.aw = 0,3.110= 33,0(mm ) - dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.110/(3,67+1)=47,1 (mm) - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1) -ZH= (tgb=cost.tg=cos(20,14)tg(10,59)=tg(9,55) víi αt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,9596)=20,14) - Z = V× = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/37 +1/136)].cos10,590 =1,77 Do vËn tèc b¸nh dÉn: v = 0,937 m/s < 2,5 m/s tra B¶ng 6.13 (Trang 106-TËp 1:TÝnh toán thiết kế hệ dẫn động khí) ta đợc cấp xác động học tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : KH = 1,13 Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí) H = 0,002 Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí) go = 73 Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động khÝ) KH = 1,1 KH = KH.KHV KH =1,1.1,13.1,02= 1,267 Thay sè : H = (Mpa) TÝnh chÝnh x¸c øng st tiÕp xóc cho phÐp : [H] = [H] ZRZVKxH Víi v =1,77 m/s ZV = (vì v < 5m/s ), Với cấp xác động học 9, chọn mức xác tiếp xúc Khi cần gia công đạt độ nhám Ra =1,250,63 m Do ZR = với da< 700mm KxH = [H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa Nhận thấy H < [H] bánh nghiêng ta tính toán đáp ứng đợc điều kiện bền tiếp xúc d Kiểm nghiệm độ bền uốn Để bảo đảm bánh trình làm việc không bị gãy ứng suất uấn tác dụng lên bánh F phải nhỏ giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F] Mà F2 = F1 YF2 / YF1 Trong : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trục chủ động - KF : Hệ số tËp trung t¶i träng - KFv : HƯ sè t¶i trọng động - YF : Hệ số dạng - b : Chiều rộng vành - d1 : Đờng kính vòng chia bánh chủ động; Do Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán ) Còn Vận tốc bánh dẫn : v < (m/s) tra B¶ng 6.13 (Trang 106-TËp 1:TÝnh toán thiết kế hệ dẫn động khí) ta có cấp xác động học Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc KF =1,37 Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí) F = 0,002 Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động khÝ) go = 73 B¶ng 6.7 (Trang 98-TËp 1:TÝnh to¸n thiÕt thiÕt ) KF = 1,2 KF = KF KF KFv = 1,37.1,2.1,016 = 1,67 - = 1,77 Y = 1/ = 0,564 - =10.590 Y = - /140 = 0,924 VËy ta cã: (MPa) F2 = F1 YF2 / YF1 = 145,05.3,61/3,9 = 134,26 (MPa) M10 = 16401 (Nmm) M11 = (Nmm) M12 = (Nmm) M13 = 23048,64 (Nmm) M20 = (Nmm) M21 = 194490 (Nmm) M22 = 107550 (Nmm) M23 = (Nmm) Mt®10 = 39518 (Nmm) Mt®11 = (Nmm) Mt®12 = 35953,9 (Nmm) Mt®13 = 42707,4 (Nmm) Mt®20 = (Nmm) Mt®21 = 194490 (Nmm) Mt®22 = 175189,2 (Nmm) Mt®23 = 159697,2 (Nmm) Đờng kính tiết diện lấy theo tiêu chuẩn : Đờng kính tính đợc d10 = 18,44 mm d11 = mm d12 = 18,57 mm d13 = 18,9 mm d20 = mm d21 = 31,4 mm d22 = 30,29 mm d23 = 29,3 mm §êng kÝnh chän theo TC d10 = 30 mm d11 = 30 mm d12 = 25 mm d13 = 35mm d20 = 35 mm d21 = 35 mm d22 = 40 mm d23 = 30 mm KiĨm nghiƯm trơc vỊ ®é bỊn mái : Víi thÐp 45 cã b = 600 MPa -1 = 0,43.b = 261,6 MPa -1 = 0,58.-1 = 151,7 MPa Theo b¶ng 10.6 = 0,05 ; = C¸c trơc cđa hép giảm tốc quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng : mj = ; ạj = Mj/Wj Vì trục quay chiều ứng suất xoắn thay ®ỉi theo chu kú m¹ch ®éng mj = aj = maxj/2 = j/2W0j Wj : Mômen cản uốn tiÕt diƯn trßn víi trơc cã mét r·nh then W0j : Mômen xoắn tiết diện tròn với trục có rãnh then + Xác định hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm trục Dựa theo kết cấu trục biểu đồ momen tơng ứng ta thấy tiết diện sau tiết diện nguy hiĨm Trªn trơc I : tiÕt diƯn 10 – 12 – 13 Trªn trơc II : tiÕt diƯn 21 – 22 – 23 + Chän l¾p ghÐp b»ng then với thông số kích thớc theo bảng 9.1 ta có : TiÕt §k trơc bxh t1 W(mm3) W0(mm3 diƯn ) 12 30 6x6 2639 5288 13 35 8x7 4194 8400 22 40 12x8 5364 11647 23 30 8x7 2234 4885 + Xác định hệ số Kdj Kdj tiết diện nguy hiểm theo c«ng thøc : Kdj = ( K/ + Kx – )/Ky Kdj = ( K/ + Kx – )/Ky Theo bảng 10.8 phơng pháp gia công tiện Kx = 1,06 không dùng tăng bền bề mặt Ky = Theo bảng 10.12 dùng dao phay ngãn hƯ sè tËp trung US t¹i r·nh then øng víi vËt liƯu cã b = 600 MPa lµ K = 1,76 vµ K = 1,54 Tra bảng 10.10 hệ số kích thớc øng víi ®êng kÝnh tiÕt diƯn nguy hiĨm tõ ®ã xác định đợc tỷ số K/ K/ rãnh then tiết diện Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp chọn b = 600 MPa ®êng kÝnh cđa tiÕt diƯn nguy hiĨm tra ®ỵc tû số K/ K/ lắp căng tiết diện này, sở dùng giá trị lớn giá trị K/ để tính Kd giá trị lớn giá trị K/ để tính Kd Công thức tính hệ số an toàn theo công thức 10.19 [1]: Trong hệ sè an toµn cho phÐp lµ hƯ sè an toµn xét riêng ứng suất pháp hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp Giá trị , đợc xác định theo công thức sau: Với giá trị , giới hạn mỏi uốn giới hạn mỏi xoắn với chu kì đối xứng =0,436.[ ] =0,436.600 =261,6(Mpa) =0,58 =0,58.261,6=151,7(Mpa) ,, , biên độ trị số trung bình ứng suất pháp ứng suất tiếp tiết diện j Kết quả: Tỷ số K/ Tû sè K/ TiÕt d do diÖ S Kd Kd S S mm R·nh L¾p R·nh L¾p n then căng then căng 12 30 2,06 1,64 2,1 1,7 21, 2 13 35 2,06 1,64 2,1 1,7 13, 32 12, 22 40 2,06 1,64 2,1 1,7 6,9 12, 6,1 23 30 2,06 1,64 2,1 1,7 6,5 chọn kiểm nghiệm độ bền then: Từ giá trị đờng kính xác định đợc ta tính toán kết cấu then để cố định chi tiết quay theo phơng tiếp tuyến Loại then đợc sử dụng then Căn vào giá trị đờng kính trục vị trí lắp then bảng 9.1a [1] ta xác định thông số then Cụ thể là: Bảng Thông số hình học then Sè then TiÕt diÖn b h t1 t2 d Lt 12 6 2,8 30 24 13 3,3 35 27 22 12 3,3 40 41 23 3,3 30 45 Trong trình làm việc then thờng phải chịu ứng suất dập ứng suất cắt, dẫn ®Õn háng mèi ghÐp then ChÝnh v× vËy, sau xác định đợc thông số then ta cần kiểm nghiệm then độ bền dập độ bền cắt theo công thức 9.1, 9.2 [1]: Trong đó: T momen xoắn trục, Nmm ứng suất dËp cho phÐp ®èi víi mèi ghÐp then trêng hợp mayơ làm thép chịu tải trọng va đập nhẹ ứng suất cắt cho phép trờng hợp then làm thép chịu tải trọng va đập nhẹ Bảng ứng suất dập ứng suất cắt: Tiết diÖn Mo men d c 12 41515,97 57,64 19,2 13 29,3 10,97 22 159697,22 64,2 15 23 115,63 17,6 VËy thoả mãn độ bền dập độ bền cắt Kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh: Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột, cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh theo công thức 10.27 [1]: Nh trục hoàn toàn đợc đảm bảo độ bền tĩnh Chơng Tính toán chọn ổ lăn V.1.Tính toán lựa chọn ổ lăn cho trục I: tÝnh to¸n c¸c lùc: -Tỉng lùc däc trơc: FZ13= Fat= - 330( N) Fr Fs 0 Fa t Fs Fr 1 - Lùc híng t©m tác dụng lên ổ (o) ổ (1): dùng ổ đũa côn theo bảng P 2-11 chọn sơ ổ 7023,C=13,8kN ,Co=9,3kNgãc tiÕp xóc =11,83o 2.tÝnh kiĨm nghiƯm kh¶ tải động ổ: -Theo bảng P11- với ổ đũa đỡ chặn e=1,5 tg=1,5tg11,83o=0,314 -Theo bảng P11-7 lực dọc trục lực hớng tâm sinh ổ: N N -Theo bảng 11-5 với sơ đồ bố trí ổ đũa chọn nh ta có: Fao=-Fat+Fs1=330+290=620>Fso ®ã chän: Fao=Fao=620N Fa1=Fat+Fs0=-330+148=-182Q1 cần tính cho ổ (o) ổ (o) chịu lực lớn Q=Q0=1694N -Theo 11-1 :Cd=Q đó: m:bậc dờng cong mỏi,m= Ta có:L(triệu vòng) Vậy:Cd==12878,57(N)=12,9(KN).Fr Qt= 1,41192(KN)Fso đó:chọn Fao=Fso=615,7N Fa1=Fat+Fs0=330+546,72=876,72Q0 cần tính cho ổ (1) ổ (1) chịu lực lớn Q=Q1=4510N -Theo 11-1 :Cd=Q đó: m:bậc dờng cong mỏi,m= -Ta có:L(triệu vòng) Vậy:Cd=(N)=22,6(KN).