Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Trang 1

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 1 -Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

Lớp :CTM3_K11

Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy

Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ 1.1, Chọn động cơ

1.1.1, Xác định công xuất động cơ

PtPct 

Trong đó:

- Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)

- Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

Với :Lực kéo băng tải F=14000 N Vận tốc băng tải V=0,34 m/s

 Pt = 14000.0,34.103= 4,76 kw

Hiệu suất truyền động:

- η=ηđ ηbr ol2 ηk .ηot

- Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:Hiệu suất bộ truyền đai ηđ =0,96

Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηbr =0,97

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηol =0,99

Hiệu suất khớp nối ηk =0,99

Hiệu suất 1 cặp ổ trượt ηot =0,995 η = 0,96.0,97.0,992.0,99.0,995= 0,9

- Uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

- Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài

Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:

Uh= Ubr= 4

Un= Uđ =5 Ut= 4.5 = 20

- Số vòng quay trục máy công tác:

nlv = Dv

Với vận tốc băng tải v =0.34 m/s

SV:Phạm Thanh Tùng - 1 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy

Trang 2

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 2 -Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Đường kính tang D= 200mm

 nlv = 3,14.20034,0.60000

= 0,85

- Theo kết quả tính toán ở trên :

 Công suất cần thiết Pct = 5.289 kw

 Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:nsb = 750 (vg/ph)

 Tải trọng phải thỏa mãn:

=32716,48= 22,04

- Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Uh = Ubr = 4 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Un = Uđ = 5,51

1.3.Xác định công suất,số vọng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ thống dẫn động:

Gồm các trục:

 Trục động cơ

 Trục bánh răng nhỏ: trục 1 Trục bánh răng lớn : trục 2

1.3.1,Trục bánh răng lớn:

Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề 76 ta có:

2      

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: ηot= 0,995

 ηk= 0,99 ηo l= 0,99

Trang 3

n2= nlv = 32,48 (vg/ph)T2 = 9,55.106.

= 9,55.106

= 1434852,22 N.mm

1.3.2,Trục bánh răng nhỏ:

Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:

 .

21 

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: nlt= 0,99

 nbr= 0,97

n1=

= 5716,51 = 130(vg/ph)T1 = 9,55.106.

= 9,55.106130

= 373184,62 N.mm

1.3.3,Trục động cơ:

Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:

 .

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: nbr= 0,97

 nđ= 0,96

nđc = 716(vg/ph)Tđc = 9,55.106.

= 9,55.106716

45,5

Trang 4

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 4 -Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Căn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyền Uđ = 5,1 và điều kiện làm việc va đập nhẹ ta chọn

Loại đai là đại vải cao su

2.2,Xác định các thông số bộ truyền2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏ

Theo công thức thực nghiệm ta có : d1 = (5.2 6.4)3

trong đó : mômen xoắn trên trục động cơ T1 = 72692,04N.mm

đường kính bánh đai nhỏ d1 d1 = (5.2 6.4)372692,04=217,02 267,1 mm

Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d1 = 225 mm

2.2.2,Đường kính bánh đai lớn

d2 =

 

= 5.61 Sai lệch tỷ số truyền :

 tăng dây đai lên một lượng l = 139,36 mm để dễ nối đai.Vậy chiều dài của đai là L = 7m Nghiệm đai về tuổi thọ :

Lvi 

Với chiều dài của đai L = 7m

 1,20557

 Nghiệm góc ôm α1:

2.3,Xác định tiết diện đai

 Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai :

 F



  .

FđtkFb 



Trang 5

Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn  = 6  z4Lưc vòng Ft =

  

 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 55 Ứng suất căng ban đầu 01.8MPa

Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10

=>

Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b = 75 (mm)

2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

 Lực căng ban đầu :

.8,1 00 b

 Lực tác dụng lên trục:

26,153sin.810.22sin

Trang 6

Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240

Chọn độ cứng HB = 230

Giới hạn bềnb1 750(MPa)Giới hạn chảy ch1 450(MPa) Bánh răng lớn:

Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217Chọn độ cứng HB = 180

Giới hạn bền b2 600(MPa)Giới hạn chảy ch2 340(MPa)

3.2,Định ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

 

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : 0 2 70

Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúcmH = 6o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO 30 HB.2,4

Với c,ni,Ti,ti lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

 H 390,91MPa

12   436,365 1,25min 2

HH

Trang 7

 Ứng suất uốn cho phép:

 

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:KFC = 1(vì tải đặt một phía)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

KFL = mF

Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốnmF = 6o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO 4.106

Với c,ni,Ti,ti lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

 F 185,14MPa

3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Trong đó :

 Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: Ka 49,5MPa1/3

 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 373184,62 N.mm

 Ứng suất tiếp xúc cho phép : H 436,365MPa

 Hệ số xác định theo công thức : bd 0,53.ba(u1)

Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn ba 0,3bd 0,53.0,3(41)0,795

Trang 8

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:KHβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy : KHβ = 1,02975

3.3.2 Xác định thông số ăn khướp: 1,Xác định môđun:

.Lấy z1 = 21+ Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4.21 = 84

+ Tổng số răngzt z1z22184105

Do đó tỷ số truyền thực tế Utt = Uh = 4

2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

cos2 

Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở βb:

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :z

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :0

Với chiều rộng vành răng bw ba.aw 0,3.21063mm

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:

z

Trang 9

Vận tốc vòng v dwn  1.14m/s60000

1 1

Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9.

 Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: KH KHKHKHv.Với

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:H H.ZV.ZR.KxH

 với v = 1,14s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng86

 Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc ZR

với cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công đạt độ nhắmRz 10 40m ZR 0,95

3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp

Trang 10

 2

 Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: KF KFKFKFv.Với

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:KFβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doba 0,795bằng phương pháp nội suy:KFβ = 1,0695 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính

về uốn:

theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và v2,5 KF 1,37

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng : 0,5969

Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh rănga 1,69

 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0  Yβ = 1

 Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: YF1,YF2

o theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với Z121 hệ số dịch chỉnh x1 x2 0

o số răng tương đương :

Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có:608

168.11,66.84,10

Trang 11

+ Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: F FYR.YS.KxF

 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:

Với môđun m4mm YS 1,080,0695ln m 1,080,0695ln 40,98 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm :YR 1(bánh răng phay)

 Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: : KxF 1 (da<400)

4, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải không vượt quá 1 giá trị cho phép:

 maxmax

Trong đó:

 Ứng suất tiếp xúc cực đại :Hmax

 Ứng suất tiếp uốn cực đại :Fmax

 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép :Hmax 952MPa

 Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep : Fmax

 Hệ số quá tải  max 1,8

5, Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền:

+ Đường kính vòng chia :

+ Đường kính đỉnh răng :

 Hệ số dịch chỉnh tâm :       0,5.218404

0 z1 z2m

SV:Phạm Thanh Tùng - 11 -GVHD:Trần Thị Thu Thủy

Trang 12

 Hệ số : 1000 0 k 0y0

+ Đường kính đáy răng :

+ Đường kính lăn :

Bảng tổng kết các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng:

 Giới hạn chảy:ch 340MPa

 Ứng suất xoắn cho phép: 15 30MPa.Chọn  20MPa

4.2.Tính toán thiết kế trục:

4.2.1.Xác định tải trọng tác dụng lên trục 1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:

 Từ bộ truyền bánh răng trụ:



Trang 13

 Trong đó:

 T1,dw1,tw, lần lượt là mômen xoắn trên trục 1 (Nmm),

đường kính vòng lăn bánh 1 (mm),góc ăn khớp ,góc nghiêng của răng

2.Lực tác dụng từ bộ truyền đai và khớp nối:

 Từ bộ truyền đai:

 Từ khớp nối:

trong đó:

o Ft : Lực vòng trên khớp nối No T2 : Mômen xoắn trên trục 2 N.mm

o Dt : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt mm

Trong đó: Ti là mômen xoắn trên trục thứ i

  là ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu trục thép 45 Mpa

4.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điêm đặt lực

 Chiều rộng ổ lăn: Theo bảng 10.2_TTTKHTDĐCK ta chọn b01 27mm;b02 33mm;

 Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ :

SV:Phạm Thanh Tùng - 13 -GVHD:Trần Thị Thu Thủy

Trang 14

lm1 (1,21,5). 1 1,21,5.506075Chọn lm11 60mm;lm12 75mm

 Chiều dài may ơ nửa khớp nối :

lm2 (1,42,5). 2 1,42,5.6388,2157,5Chọn lm23 88mm;lm24 155mm;

12 l ;l 0,5lbkk ;l 2l

 Theo bảng 10.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 Khoảng cách giũa các điểm đặt lực:

Định dạng
Số trang	14
Dung lượng	629,5 KB