TIỂU LUẬN HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP BÁNH RĂNG TRỤ

phân tích tính toán chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.phân tích tính toán bộ truyền đai phân tích tính toán bộ truyền bánh răng phân tích tính toán trục và ổ trục phân tính độ bền mỏi , chi tiết bánh răng

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO Tiểu luận HỘP GIẢM TỐC CẤP GVHD : VĂN HỮU THỊNH SVTH : BÙI HỒNG TÂN MSSV : 18143149 Đã duyệt xong phần III HCM, ngày tháng năm 2020 LỜI NĨI ĐẦU Mơn học chi tiết máy đóng vai trị quan trọng chương trình đào tạo kỹ sư cán kỹ thuật nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc phương pháp tính tốn thiết kế chi tiết, cụm chi tiết nằm thiết bị máy móc phục vụ cho cơng nghiệp, nơng nghiệp giao thông vận tải Đồ án môn học chi tiết máy có kết hợp chặt chẽ lý thuyết vào thực tiễn Lý thuyết tính tốn chi tiết máy dựa sở kiến thức toán học, vật lý, học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, v.v , chứng minh hồn thiện qua q trình thí nghiệm thực tiễn sản xuất Đồ án môn học chi tiết máy đồ án có tầm quan trọng sinh viên khoa khí, giúp cho sinh viên hiểu sâu kiến thức cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc phương pháp tính tốn thiết kế chi tiết máy có cơng dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả giải vấn đề nảy sinh tính tốn thiết kế chi tiết máy, từ làm sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau Hộp giảm tốc cấu truyền động phổ biến ngành khí có vài trị quan trọng ngành khí, thiết kế hộp giảm tốc không giúp sinh viên nắm kiến thức môn học mà giúp sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù ngành khí Do lần làm quen với cơng việc tính tốn, thiết kế chi tiết máy với hiểu biết hạn chế dù cố gắng tham khảo tài liệu giảng mơn học có liên quan song làm sinh viên tránh thiếu sót Sinh viên kính mong hướng dẫn bảo nhiệt tình Thầy môn giúp cho sinh viên ngày tiến Cuối sinh viên xin chân thành cảm ơn Thầy (Cô) môn, đặc biệt Thầy Văn Hữu Thịnh trực tiếp hướng dẫn, bảo cách tận tình giúp sinh viên hồn thành tốt nhiệm vụ giao Hà Nội ngày tháng 10 năm 2015 Sinh viên thực Bùi Hồng Tân Trường ĐHSPKT TP HCM Khoa Cơ khí Chế tạo máy Bộ mơn Thiết kế máy TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HK: II, Năm học: 2019-2020 Đề: 02 Phương án: Đông điện Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc cấp bánh trụ nghiêng Bộ truyền đai thang MSSV: 18143149 Băng tải Giảng viên môn học: PGS.TS Văn Hữu Thịnh Sinh viên thực hiện: Bùi Hồng Tân Hình 1: hệ dẫn động xích tải Hình 2: Sơ đồ tải trọng SỐ LIỆU CHO TRƯỚC: Lực kéo băng tải F (N): 5000 Vận tốc vòng băng tải V(m/s): 1.2 Đường kính tang D (mm):360 Số năm làm việc a(năm): Số ca làm việc: (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc:300 ngày/năm Góc nghiêng đường nối tâm truyền @:142 (độ) Sơ đồ tải trọng hình Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 thuyết minh tính tốn gồm: Chọn động điện phân phối tỉ số truyền Tính tốn thiết kế truyền ngồi HGT Tính tốn thiết kế truyển HGT Sơ đồ phân tích lực trục HGT Phần : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1    Chọn động điện Công suất trục công tác : P = = = (kW) Cơng suất tính : Pt = P ( Tải trọng tĩnh ) Công suất cần thiết trục động : Pct = = = 6,59 (kW) = = 1.0,96.0,98.0,993 = 0,91 Tra bảng 2.1 ta : Bộ truyền đai thang – để hở : = 0,96 Bộ truyền bánh rang trụ : = 0,98 Hiệu suất cặp ổ lăn : = 0,99  Xác định số vòng quay sơ động Tốc độ quay trục công tác : n = = = 63,66 (v/ph) Hệ truyền động khí có truyền đai thang hộp giảm tốc cấp bánh trụ nghiêng , theo bảng 2.2 ta sơ chọn : uđ = , uh = Tỉ số truyền chung sơ usb = uđ uh = 15 nsb = n usb = 63,66 15 = 954,9 (v/ph) Chọn động điện phải thỏa mãn điều kiện : PđcPct = 6,59 (kW) nđc nsb = 954,9 (v/ph) : =1 Tra phụ lục P 1.2 chọn động điện loại 4A132M6Y3 : Pđc = 7.5 kW ; nđc = 968 v/ph ; có = 2 Phân phối tỉ số truyền Tỉ số tuyền chung : u = = = 15,21 Chọn trước tỉ số truyền uđ truyền đai thang : uđ = 2; 2,24; 2,5; 2,8; 3; 3,15; ; 4,5 ; u =15,2 nên chọn uđ = Tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiêng hôp giảm tốc uh = = = 5,07 Kiểm tra sai số cho phép tỉ số truyền ut = uđ uh = 5,07= 15,21 = = (Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép tỉ số truyền) Bảng hệ thống số liệu Trục Thông Số u Động I uđ = II uh = 5,067 III unt = N (v/ph) 968 322,67 63,68 63,68 P (kW) 6,58 6,25 6,06 64916 184980 908810 899812 T (Nmm) Trong : n1 = = = 322,67 v/ph n2 = = = 63,68 v/ph n3 = n2 v/ph P2 = = = 6,06 (kW) P1 = = = 6,25 (kW) Pm = = = 6,58(kW) T1 = = = 184980 (Nmm) T2 = = = 908810(Nmm) T3 = = = 899812 (Nmm) Tm = = = 64916 (Nmm) PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Chọn loại tiết diện đai thang Chọn loại tiết diện đai thường Ta có : Pm = 6,58 (kW) – Công suất trục bánh đai chủ động nđc = 968 (v/ph) – Số vòng quay trục bánh đai chủ động u = – Tỷ số truyền truyền đai Từ hình 3.2 ta chọn tiết diện đai thang loại Đường kính bánh đai d1 , d2 Theo bảng 3.12 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 (mm) Vận tốc đai : vđ = = = 9,12 (m/s) 25 (m/s) Đường kính bánh đai bị dẫn : = = 545,45 (mm) Ta chọn đường kính bánh đai bị dẫn d2 = 545 (mm) Tỷ số truyền thực tế truyền đai uđ = = = 3,06 sai lệch tỉ số truyền = 100% = 2% ( Thỏa mãn điều kiện ) Khoảng cách trục a Sơ chọn khoảng cách trục a theo bảng 3.14 dựa theo tỉ số truyền u đường kính bánh đai d2 Chọn a/d2 = suy a = 1.d2 = 545 (mm) Ta có 0,55.(d1+d2) + h a 2.( d1+d2 ) 0,55.(180+545) + 10,5 545 2.( 180+545 ) 409,25 545 1450 ( Thỏa mãn điều kiện ) Trong h : chiều cao đai thang Chiều dài đai l Ta có : l = l = 2.545 + (180+545)+ = 2289,94 (mm) Chiều dài đai quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai l = 2240 (mm) Kiểm nghiệm đai tuổi thọ i = = = 3,648 imax = 10 (Thỏa mãn điều kiện ) Khoảng cách trục ( a ) theo chiều dài đai tiêu chuẩn l : l =2240 (mm) a= Trong : = = 1361,17 = = = 182,5 a = = = 655,17 655 ( mm ) Góc ơm = = = (Thỏa) Xác đính số đai z z= Trong :Pm - cơng suất trục bánh đai chủ động Pm = 6,58 (kW) [P0] - công suất cho phép, tra bảng 3.19[1] ta [P0]=5,57 (kW) Kd - hệ số tải trọng động, tra bảng 3.7[1] ta Kd=1,1 Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng góc ơm α1, C = - 0,0025( - α1) = 1- 0,0025 ( - 148,24 ) = 0,92 C1 - hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai Ta có lo = 2240 , l =2240 nên l/lo = Tra bảng ta C1 = Cu - hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u=3,06 tra bảng 3.17 Cu =1,14 Cz - hệ số kể đến ảnh hưởng phân bố không tải trọng cho dây đai Ta có Pm /[P0] = 1,18 nên ta Cz = z = = = 1,24 Chọn z = Chiều rộng bánh dai B = (z-1).t +2e = ( 2-1).19+2.12.5 = 44(mm) Đường kính ngồi bánh đai da da1 = d1 + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm) da2 = d2 +2ho = 545 +2.4,2 = 553,4 (mm) 10 Lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục  Lực căng xác định : Fo = Trong : Fv – Lực căng lực ly tâm sinh Fv = qm.v2 (qm – khối lượng mét chiều dài đai 4.22) v – vận tốc vịng m/s Pm – cơng suất trục bánh đai chủ động Fo = = + 0,178.9,122 = 315,24 (N)  Lực tác dụng lên trục : Fr = 2Fo z.sin() =2.315,24.2.sin) = 1212,84 (N) Bảng kết tính tốn Thơng số Kí hiệu - Đơn vị - d1 180 mm d2 545 mm ud 3,06 0,01 655 148,24 2240 44 188,4 553,4 315,24 1212,84 mm Độ mm mm mm Loại tiết diện đai Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Tỷ số truyền Hệ số trượt Khoảng cách trục Góc ơm Chiều dài đai Số đai Chiều rộng bánh đai Đường kính ngồi bánh đai Lực căng đai Lực tác dụng lên trục a l z B da1 da2 Fo Fr Phần III : THIẾT KẾ BỘ QUYỀN BÁNH RĂNG Các thông số đầu vào : P1 = 6,25 ( kW ) n1 = 322,67 (v/ph) u = 5,067 Thời gian sử dụng : 300.5.2.6 = 18000 ( Giờ ) Tải trọng không thay đổi Giá trị N N Chọn vật liệu làm bánh Tra bảng 6.1 ta chọn : Bánh nhỏ : Thép 45 cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 241 285 , có giới hạn bền = 850 MPa , có giới hạn chảy = 580 MPa Bánh lớn : Thép 45 cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 192 240 , có giới hạn bền = 750 MPa , có giới hạn chảy = 450 MPa Xác định ứng xuất cho phép Ứng suât tiếp xúc cho phép [] ứng suất uốn cho phép [] xác định theo công thức: [] = [] =.KFC Theo bảng 6.2 với thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB 180 350 = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; = 1,8HB ; SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 235 : = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa ; = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa ; = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 MPa Theo ( 6.5 ) NHo1 =30 = 30.2502,4 = 1,7.107 NHo2 =30 = 30.2352,4 = 1,47.107 Theo ( 6,6 ) NHE2 = 60cn = 60.1.322,67/5,067.18000 = 6,88.107 NHE2 NHo2 KHL2 = NHE1 NHo1 KHL1 = Như theo (6.1a) sơ xác định : [] = [] = = = 518 MPa [] = = = 490,9 491MPa Bộ truyền bánh trụ nghiêng, theo (6.12) [] = = = 504,5 MPa Theo ( 6,6 ) NHF2 = 60cn = 60.1.322,67/5,067.18000 = 6,88.107 NHF2 NFO = 4.106 KFL2 = Suy NHF1 NFO = 4.106 KFL1 = [] =.KFC = = 257,1 MPa [] =.KFC = = 241,7 MPa Ứng suất tải cho phép : =2,8 = 2,8 450 =1260 MPa =0,8 = 0,8 580 = 464 MPa =0,8 = 0,8 450 = 360 MPa Xác định sơ khoảng cách trục Khoảng cách trục xác định theo công thức : aw = Ka (u1 + ) Trong : Theo bảng 6.5 bánh răng tụ nghiêng nên K a= 43 u1 – tỷ số truyền truyền tính, u1=5,067 T1 = = = 184980 (Nmm) [] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [] =1260 (MPa) - hệ số, tra bảng 6.6[1] ta =0,3 - hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc, phụ thuộc vào vị trí bánh dối với ổ hệ số Vì truyền ăn khớp nên = 0,53 (u+1) = 0,53 0,3 ( 5,067 + ) = 0,96 Tra bảng 6.7 ta = 1.15 Suy : aw = Ka (u1 + ) = 43(5,067 + ) = 213,72 (mm) Chọn aw = 213 (mm) Xác định thông số ăn khớp Xác định modun m m = (0.01 0.02 ) aaw = (0.01 0.02 ) 213 = 2,13 4,26 Theo bảng 6.8 bảng trị số tiêu chuẩn modun ta chọn m = Vì hộp truyền bánh trụ nghiêng nên chọn = 100 , cos = 0,9848 Từ cơng thức 6.31 ta tính số bánh nhỏ : z1 = = = 23,05 ta chọn z1 = 23 Số bánh lớn z2 = u z1 = 5,067 23 = 116,54 ta chọn z2 =117 Tỉ số truyền thực tế truyền : ut = = 5,087 sai lệch tỉ số truyền = 100% = 100% = 0,39 % ( Thỏa mãn ) cos = = = 0,9859suy = 9o37’ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc mặt truyền tính theo : = ZM.ZH.Z Trong : ZM – hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp, tra bảng 6.5[1] ta có ZM = 274 (MPa)1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , tra bảng 6.12 ta có Z H = 1,76 Z - hệ số kể đến trùng khớp - hệ số trùng khớp dọc : = = = 1,13 bw : chiều rộng vành bw = aw = 0,3 213 = 63,9 (mm) Vì = 1,13 nên : Z = = = 0,77 : hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức = [1,88-3,2( + )]cos = [1,88-3,2( + )]cos9,63 o=1,69 10 dw1 – đường kính vịng lăn bánh nhỏ dw1 = = = 69,99 (mm) Ta có vận tốc vòng bánh : v = = = 1,18 (m/s) KH - hệ số tải trọng tính tiếp xúc : KH = Với v=1,18 (v/ph) tra bảng 6.13 chọn cấp xác chọn = 1,13 , = 1,37 theo 6.42 vH = δH gov = 0,002.73.1,18 = 1,11 Trong theo bảng 6.15 δH = 0,002; theo bảng 6.16,go = 73 Do theo 6.41 = 1+ = + = 1,0118 KH = = 1,15.1.13.1 = 1,3 Suy = ZM.ZH.Z = 274.1,74.0,77 = 497,76 Xác định xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo 6.1 với v = 1,18 (m/s) (m/s) , Zv = , với cấp xác động học , chọn cấp xác mức tiếp xúc , cần gia cơng đạt độ nhám R a = 2,5 1,25 , ZR = 0,95 với da 700 , KxH =1 [H] = [H] Zv ZR KxH = 504,5 0,95 = 479,76 Ta có : [H] = 3,7% 4% ta có thẻ giữ ngun kết tính tốn cần tính lại chiều rộng vành bw suy từ 6.33 bw = aw ()2 = 0.3 213 ()2 = 68,78 ( mm ) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Đề đảm bảo độ bền uốn cho , ứng suất uốn sinh chân xác định theo công thức (6.43) - = [] = [] Trong : T1 - momen xoắn trục bánh chủ độn m - môđun pháp bw - chiều rộng vành dw1 - đường kính vịng lăn Y - hệ số kể đến trùng khớp Y = 1/ với hệ số trùng khớp ngang tính Y = 1/ = 1/ 1,69 = 0,59 11 - hệ số kể đến độ nghiêng = - /140 = - /140 = 0,9312 YF1 , YF2 - hệ số dạng bánh bánh phụ thuộc vào số tương đương hệ số dịch chỉnh tra bảng 6.18 Z v1 = = = 23,66 Z v2 = = = 120,37 Tra bảng 6.18 tra Y F1 = , YF2 = 3,6 KF - hệ số tải trọng tính uốn KF = Trong : – hệ số kể đến phân bố không đồng tải trọng cho đơi đồng thời ăn khớp tính uốn tra bảng 6.14 ta = 1,27 –hệ số kể đến phân bố không đồng tải trọng chiều rộng vành tính uốn tra bảng 6.7 ta = 1,32 - hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp tính uốn = 1+ = 1+ = 1,03 với vF = go v = 0,006.73 1,18 = 3,34 tra bảng 6.15 : = 0,006 tra bảng 6.16 : g o = 73 Suy KF = 1,32 1,27 1,03 = 1,73 Suy = = = 98,97 ( MPa) = = = 89,07 ( MPa) modun pháp m = mm Ys = 1,08 -0,0695ln(3) =1,004 , YR = da < 400 mm nên KxF = thay giá trị vào ta [] = [] Ys YR KxF = 257,1.1,004.1.1 = 258,13 ( MPa ) [] = [] Ys YR KxF = 241,7.1,004.1.1 = 242,67 ( MPa ) 12 = 98,97 MPa < [] = 258,13 MPa = 89,07 MPa < ] = 242.67 MPa thỏa điều kiện độ bền uốn Kiểm nghiệm độ tải Hệ số tải Kqt = = Để tránh biến dạng dư gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa mãn điều kiện sau : = [ ] max =497,76 = 497,76 1260 MPa Để đề phòng biến dạng dư phá hỏng tĩnh mặt lượn chân , ưng suất uốn cực đạt mặt lượn chân không vượt giá trị cho phép tức : = [ ] max = 98,97 = 98,97 464 MPa = 89,07.1 = 89,07 360 MPa Thỏa mãn điều kiện tải Các thông số kích thước truyền Khoảng cách trục Mơdun Chiều rộng vành Tỷ số truyền Góc nghiêng Số aw = 213 mm m=3 bw = 68,78 mm u = 5,087 = 9o37’58” Z1 = 23 Z2 = 117 Hệ số dịch chỉnh Đường kính vịng chia x1 = x2 = d1 = mZ1/ cos = 69,99mm d2 = mZ2/ cos = 356,01 mm Đường kính vịng đỉnh da1 = d1 + 2m = 75,99 mm da2 = d2 + 2m = 362,02 mm Đường kính vịng đáy 13 df1 = d1 – 2,5m = 62,49 mm df2 = d2 – 2,5m = 348,52 mm TÀI LIỆU THAM KHẢO : Thiết kế hệ dẫn động khí tập 1:Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy (NXB Đại Học Quốc Gia 2016) - Văn Hữu Thịnh 14 Contents LỜI NÓI ĐẦU SỐ LIỆU CHO TRƯỚC: Phần : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN .2 Chọn động điện 2 Phân phối tỉ số truyền Bảng hệ thống số liệu PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Chọn loại tiết diện đai thang Đường kính bánh đai d1 , d2 Khoảng cách trục a .5 Chiều dài đai l .5 Kiểm nghiệm đai tuổi thọ Góc ơm Xác đính số đai z Chiều rộng bánh dai Đường kính ngồi bánh đai da .7 10 Lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục Bảng kết tính toán Phần III : THIẾT KẾ BỘ QUYỀN BÁNH RĂNG Chọn vật liệu làm bánh Xác định ứng xuất cho phép Xác định sơ khoảng cách trục 10 Xác định thông số ăn khớp 11 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc .12 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 13 Kiểm nghiệm độ tải 15 Các thông số kích thước truyền 15 TÀI LIỆU THAM KHẢO : 16 .. . theo 6 .4 2 vH = δH gov = 0, 00 2. 7 3.1 ,18 = 1,11 Trong theo bảng 6.1 5 δH = 0, 002; theo bảng 6.1 6,go = 73 Do theo 6 .4 1 = 1+ = + = 1,0118 KH = = 1,1 5.1 .1 3.1 = 1,3 Suy = ZM.ZH.Z = 2 7 4. 1, 7 4. 0,77 = 49 7,7 6.. . = = 1, 24 Chọn z = Chiều rộng bánh dai B = (z-1).t +2e = ( 2-1 ).1 9+ 2.1 2.5 = 44 (mm) Đường kính ngồi bánh đai da da1 = d1 + 2ho = 180 + 2 .4 , 2 = 188 ,4 (mm) da2 = d2 +2ho = 545 +2 .4 , 2 = 553 ,4 (mm ).. . theo bảng 3. 14 dựa theo tỉ số truyền u đường kính bánh đai d2 Chọn a/d2 = suy a = 1.d2 = 545 (mm) Ta có 0,5 5.( d1+d2) + h a 2.( d1+d2 ) 0,5 5.( 180+ 545 ) + 10,5 545 2.( 180+ 545 ) 40 9,25 545 145 0 ( Thỏa