Thiết Kế Hộp Giảm Tốc 1 Cấp Bánh Trụ Răng Thẳng - 123doc

Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

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



Pt Pct 

Trong đó:

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

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

3

10 

F v Pt

Với :Lực kéo băng tải F=14000 N

Vận tốc băng tải V=0,34 m/s

 P t = 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



9 , 0

76 , 4



1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động

U t = U h U n

Trong đó:

- U h: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

- Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài

Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:

U h = U br= 4

Un= U đ =5

 Ut= 4.5 = 20

- Số vòng quay trục máy công tác:

nlv = D

v

.

60000



Với vận tốc băng tải v =0.34 m/s

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

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 2 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

Đường kính tang D= 200mm

 nlv = 3 , 14 200

34 , 0 60000

= 32,48 (vg/ph)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

.nsb=nlv.ut = 32.20 = 640 (vg/ph)

1.1.3 Chọn động cơ

- Momen mở máy của động cơ

65 , 1

4 , 1

4 , 1

2 1

1







T T

T T

Tmm

= 0,85

- Theo kết quả tính toán ở trên :

 Công suất cần thiết P ct = 5.289 kw

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

 Tải trọng phải thỏa mãn:

dn

mm

T

T T



Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:

Tên động cơ Công suất động cơ

(kw)

nđb (vg/ph) Hệ số cos

dn

T

Tmax

1.2.Phân phối tỷ số truyền

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

U t = U h. U đ =

lv

đb

n

n

=32716,48= 22,04

- Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc U h = U br = 4

 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài U n = U đ = 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:

l k ot

t l

k ot

P P

0 0

.

2      

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:

 ηot= 0,995

 ηk= 0,99

 ηo l= 0,99

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 3 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

99 , 0 99 , 0 995 , 0

76 , 4

n2= nlv = 32,48 (vg/ph)

T 2 = 9,55.106

2

2

n

P

= 9,55.106

48 32

88 , 4

= 1434852,22 N.mm

1.3.2,Trục bánh răng nhỏ:

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

br ol

P P



 .

2

1 

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:

 nlt= 0,99

 nbr= 0,97

97 , 0 99 , 0

88 , 4

n1=

đ

đc

U

n

= 5716,51 = 130(vg/ph)

T 1 = 9,55.106

1

1

n

P

= 9,55.106

130

08 , 5

= 373184,62 N.mm

1.3.3,Trục động cơ:

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

đ br đc

P P



 .

1



Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:

 nbr= 0,97

 nđ= 0,96

96 , 0 97 , 0

08 5

nđc = 716(vg/ph)

T đc = 9,55.106

đc

đc

n

P

= 9,55.106

716

45 , 5

= 72692,04 N.mm

Bảng tổng kết số liệu:

Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền đai dẹt

2.1,Chọn loại đai

SV:Phạm Thanh Tùng - 3 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 4 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

Căn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyền U đ = 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 truyền

2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏ

Theo công thức thực nghiệm ta có : d 1 = (5.2 6.4)3

đc

T

trong đó : mômen xoắn trên trục động cơ T 1 = 72692,04N.mm

đường kính bánh đai nhỏ d1

 d 1 = (5.2 6.4)3 72692,04=217,02 267,1 mm

Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d 1 = 225 mm

2.2.2,Đường kính bánh đai lớn

d 2 =



 1

.

1U d

d

= 2251 0.5,01.51

Theo tiêu chuẩn bảng 15_ tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d 2 = 1250 mm

Tỷ số truyền thực tế :

U tt= (1 ) 225.(12501 0.01) .

1

2





 

d

d

= 5.61

 Sai lệch tỷ số truyền :

8 1 100 51 , 5

61 , 5 51 , 5 100







đ

tt đ

U

U U

2.2.3,Khoảng cách trục và chiều dài đai

 khoảng cách trục :

a(1,5 2)(d 1 d2)=1,5.(225 + 1250) = 2212,5 mm

 chiều dài đai :

L

5 , 2212 4

) 225 1250 ( 2

) 225 1250 (

14 , 3 5 , 2212 2 4

) (

) (

2 2

2 2

1 2 2 1





















a

d d d d

 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 :

L

v

i 

Với chiều dài của đai L = 7m

10 60

716 225 14 , 3 10 60

3 3



   1 , 205  5 

7

435 , 8

 Nghiệm góc ôm α1:



















5 , 2212

225 1250 57 180

57

1

a

d d

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

đ

t k F b A







  

F

đ

t k F

b 



ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 5 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

225 40

1 40

1

1 1











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

V

P ct

1000

10 60

716 225 14 , 3 10 60

3 3

1







V

P đc

652 435

, 8

5 , 5 1000

1000





 Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,1

 Ứng suất có ích cho phépF xác định theo công thức:F F0.C.C v.C0

Trong đó:

 Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm  

1

2 1

k k

F



  

 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

225

5 , 5 10 5 ,

F

Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm :C  0 , 9208

Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc :Cv  1 , 0094

Theo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 55 

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền C0  1

 F 2,256.0,9208.1,0094.12,09(MPa)

Hệ số tải trọng động kđ = 1,35

=>

k F b

F

đ

09 , 2 6

35 , 1 652











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

mm

B 85



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

 Lực căng ban đầu :

8 , 1 0

0   b 

 Lực tác dụng lên trục:





























2

6 , 153 sin 810 2 2 sin

0



F

Chương 3 Thiết kế bánh răng

3.1,Chọn vật liệu

Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:

 Bánh răng nhỏ:

SV:Phạm Thanh Tùng - 5 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 6 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

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…217

Chọn 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 : 

H

HL H

S

K

0 lim



 

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

lim  HB

H



Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:S H =1,1

1 lim   

H

2 lim   

H

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

K HL = m H

HE

HO

N

N

Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúcm H = 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO 30 HB 2 , 4

1  30 230  1 , 39 10

HO

N

 N HO2  30 1802,4  7 , 76 106

T

T c

3

max













Với c,n i,T i,t i 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

















i

i i

i HE

t

t T

T t

u

n c

3

max 1

1 2

8

25 4 65 , 0 8

5 , 2 1 4

130 1















HE

N

VìN HE2 N HO2  N HE2 N HO2.Tương tự thì do đóN HE1 N HO1 N HE1 N HO1Nên suy ra K HL = 1 Như vậy sơ bộ xác định được :

 H 481 , 82MPa

1 , 1

1 530



 H 390 , 91MPa

1 , 1

1 430



  1 2   436,365 1,25 min 

2

91 , 390 82 , 481

H H

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 7 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

 Ứng suất uốn cho phép:  

F

FL FC

K K

F

.

0 lim



  Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:;S F = 1,75 + Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : F0 1,8.HB

lim 



Flim  

Flim  

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:K FC = 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:

K FL = m F

FE

FO

N

N

Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốnm F = 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO  4 10 6

m i

T

T c

N

F

.

60

max













Với c,n i,T i,t i 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

7 6

6 6

max 1

1

8

25 4 65 , 0 8

5 , 2 1 4

130 1 60

.





























T

T u

n c N

2

7

2  8 , 4 10  FO  4 10

Như vậy sơ bộ xác định được :

 F 236 , 57MPa

75 , 1

1 1 414



 F 185 , 14MPa

75 , 1

1 1 324



 Ứng suất quá tải chọ phép:

MPa MPa

ch F

ch F

ch H

272 340 8 , 0 8

, 0 max

360 450 8 , 0 8

, 0 max

952 340 8 , 2 8

, 2 max

2 2

1 1

2































3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

 

3 2

1

)

1 (

bd H

H a

w

u

K T u

K a









 Trong đó :

 Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:

Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: K a  49,5MPa 1 / 3

 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T 1 = 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

SV:Phạm Thanh Tùng - 7 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 8 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

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

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

795 , 0 4 365 , 436

02975 , 1 62 , 373184 ).

1 4 (

5 ,





3.3.2 Xác định thông số ăn khướp:

1,Xác định môđun:

mm a

m ( 0 , 01  0 , 02 ) w  ( 0 , 01  0 , 02 ) 212 , 70  2 , 1270  4 , 2540

Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 4mm

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0

+ Xác định số bánh răng nhỏ:

  4.(4 1) 21,27

70 , 212 2 ) 1 (

2









u m

a

.Lấy z 1 = 21 + Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4.21 = 84

+ Tổng số răngz t z1z2  21  84  105

2

105 4



Do đó tỷ số truyền thực tế U tt = U h = 4

2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

2 1

1

) 1 (

2

w w

H H

M H

d u b

u K T z

z

 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:

Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,Z M = 274MPa 1 / 3

 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

wt

b H

a

z

2 sin

cos

2 

Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở β b:

0 0 20 cos

tgb t  Với t  tw arctg(tg / cos  ) arctg(tg20 / cos 0 )  20 Trong đó: góc prôfin gốc = 20; góc prôfin răng t; góc ăn khớp tw

20 2 sin

0 cos 2





H

z

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

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

0 14 , 3 4

0 sin 63

sin













m

b w

Với chiều rộng vành răng b w  ba.a w  0 , 3 210  63mm

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

69 , 1 0 cos ) 84

1 21

1 ( 2 , 3 88 , 1 cos ) 1 1 ( 2 , 3 88 , 1

2 1



































z

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 9 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

3

69 , 1 4 3

4













z

h

w

) 1 4 (

210 2 ) 1 (

2







Vận tốc vòng v d w n  1.14m/s

60000

130 168 14 , 3 60000

1 1



Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9

 Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: K H K HK HK Hv.Với

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

xúc:K Hβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doba  0 , 795,bằng phương pháp nội suy:K Hβ=1,02975

 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính

về tiếp xúc:

theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và v 2 , 5  K H  1 , 13

 Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:



 H

w w H Hv

K T

d b v K

.K 2

1

H 1

1





4

210 14 1 82 06 , 0



u

a v g

H

o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp

H

 theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2

0

g theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK

13 , 1 ,02975 1

62 , 373184

2

168 63 64 , 40



Hv

K

 K H  1 , 02975 1 , 13 1 , 495  1 , 74 Vậy

MPa d

u b

u K T z

z z

w w

H H

M

168 4 63

) 1 4 (

74 , 1 62 , 373184

2 77 , 0 764 , 1 274

) 1 (

2

1



+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:H H.Z V.Z R.K xH

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

86 , 0 14 , 1 85 , 0

85 ,

0 0 1 0 1





Z V

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

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 nhắmR z  10 40m Z R  0 , 95

 Với d a  700mm K xH  1

 H 436,365.0,86.0,95.1356,51MPa

Do H 355,6H 356,51 nên giữ nguyên kết quả tính toán Như vây Bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

 Tính lại chiều rộng vành răng :

a b

H

H w ba

51 , 356

41 , 374 210 3 , 0

2 2





































3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp

SV:Phạm Thanh Tùng - 9 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 10 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76

 2

1

2 1 2

1 1

1 1

1

2

F F

F F F

F w

w

F F

F

Y Y

m d b

Y Y Y K T

















Trong đó:

 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T 1 = 373184,62 N.mm

 Môđun pháp : m = 4mm

 Chiều rộng vành răng : b w  66 , 11mm

 Đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1  168mm

 Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: K F K FK FK Fv.Với

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

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doba  0 , 795bằng phương pháp nội suy:K Fβ = 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  K F  1 , 37

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng : 0 , 59

69 , 1

1 1







a

Y





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  Y β = 1

 Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: Y F1 ,Y F2

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

o số răng tương đương :

84 1

84 cos

21 1

21 cos

3

2 2

3

1 1

















Z Z

Z Z

V V

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

608 , 3

; 04 ,

Y

 Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:



 F

w w F

d b v K

.K 2

1

F 1

1





4

210 14 , 1 82 016 , 0



u

a v g

F

o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp

F

 theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2

0

g theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK

37 , 1 ,0695 1 62 , 373184

2

168 11 , 66 84 , 10



Fv

K

 K F  1 , 0695 1 , 37 1 , 11  1 , 63