Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp kiểu phân đôi cấp nhanh

ĐỀ SỐ 04: Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp kiểu phân đôi cấp nhanh với các dữ liệu ban đầu như sau: + Sơ đồ gia tải như hình vẽ + Tùy chọn bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích ở đầu vào hoặc đầu ra của hộp giảm tốc. + Các thông số ban đầu của hệ: + Yêu cầu sai số vòng quay trục công tác  5% Sơ đồ gia tải. SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 Công suất trục công tác Số vòng quay trục công tác (vg/ph) Số năm làm việc 14 35 5 Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ). Các thông số khác sinh viên tự lựa chọn cho phù hợp. 1 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT MỤC LỤC Mục lục ....................................................................................2 Lời nói đầu ................................................................................3 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN………………….…5 I.1 Chọn động cơ........................................................................5 I.2 Phân phối tỷ số truyền .........................................................6 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ..............8 II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang................................................8 II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng .............................................11 II.3 Thiết kế trục........................................................................29 II.4 Tính toán chọn ổ................................................................ 50 II.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ...................................................57 II.6 Các chi tiết phụ ..................................................................59 II.7 Bảng dung sai lắp ghép ......................................................62 Tài liệu tham khảo ....................................................................64

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

Hiệu suất của chu trình Ƞ=Ƞd*Ƞ𝑜𝑙 4 *Ƞ𝑏𝑟 3 *Ƞkn =0,95 ∗ 0,99 4 ∗ 0,97 3 ∗ 1 ≈ 0,833

𝜂𝑑: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95

br :hiệu suất bánh răng trụ: 0,97

ol :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99

𝜂𝑘𝑛 ∶ hiệu suất của khớp nối: 1

Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau

{ Pdc ≥ Pct ndc ≈ nsb 8(kW )

Tra bảng P1.1 trang 234 , ta chọn động cơ: K180L4 ( vì có momen khởi động cao ) Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:

Pdc = 18.5 ( Kw ) ncd = 1455 ( vg/ph ) ta có unt = 35 (vg/ph) uch= 1455 35 = 41.57

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT

I.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Ta có : uch =uhgt*ud=4.157

Số vòng quay của các trục : n1 =ndc = 1455 (vg/ph)

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT 6

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Thiết kế bộ truyền đai thang

Số vòng quay trục dẫn: n55 vg/ph

Chọn số hiệu đai thang:

1 Chọn đai Theo bảng 4.1 trang 59 chọn số hiệu đai là Б bp ,mm bo ,mm H,mm y2,mm A,m m 2 L,mm d,mm

Chọn d10 theo tiêu chuẩn v1= 60000 π d 1 n ¿ π∗170∗1455 60000 = 13 m/s ta có vmax %m/s v1 < vmax => thỏa mãn điều kiện

3 Ta có ε = 0.01-0.02 chọn ε =0.02 d2 = d1*u*(1- ε ) = 170* 4.157*(1-0.02)i2.5 mm tra bảng chọn d2q0mm tính lại tỉ số truyền u= d d 2

1 ∗( 1−ε ) = 170∗(1−0.02) 710 = 4.262 sai lệch là Δ u = 4.262− 4.157 4.157 = 2.5 % => thỏa điều kiện Δ u < 4%

4 khoảng cách trục nhỏ nhất

5 chiều dài tính toán của đai

L= 2a + π (d 1 2 + d 2 ) + π ¿ ¿ = 2a+ π∗(180+ 2 800) + π ¿ ¿ 124mm theo bảng 4.3 ( tài liệu [3] ) chọn L = 3150 mm= 3.15m theo tiêu chuẩn.

6 tốc độ chạy đai trong 1s i= v L 1 = 3.150 13 = 4.12 < [ i ]

7 tính toán lại khoảng cách trục đai Δ = d 2 −d 2 1 = 710−170 2 '0 λ = L- π d 1 + 2 d 2 = 3350 - π 710+170 2 = 1810mm a = λ+ √ λ 2 −8 Δ 2

4 = 840 mm giá trị a vẫn trong khoảng cho phép

8 góc ôm đai nhỏ là α 1 = 180 o - (d ¿¿ 2− a d 1 )∗57 o ¿ = 180 0 - ( 710−170)∗57 0

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT các hệ số sử dụng là

Hệ số ảnh hưởng đến góc ôm đai theo bảng trị số của hệ số góc

Hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền u

Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai Cz ta chọn sơ bộ

Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai

Theo đồ thị hình 4.19 (tài liệu [1] ) ta chọn

Hệ số kđ =1,2 theo bảng 4,7 vì động cơ làm việc 2 ca ,quay 1 chiều và tải va đập nhẹ chọn số dây đai z ≥ [ P P∗k đ

9 các kích thước của đai

B=(5-1)t+2e=(5-1)*19+2*12.51mm đường kính ngoài của bánh đai

10 lực căng ban đầu (định kì điều khiển lực căng)

11 lực tác dụng lên trục

Thiết kế bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bôi trơn kín này được thiết kế với tính toán độ bền mỏi tiếp xúc nhằm ngăn chặn hiện tượng tróc rỗ bề mặt Đồng thời, chúng tôi cũng kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn để đảm bảo hiệu suất tối ưu.

A.Bộ truyền cấp nhanh( Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) 10

Moment xoắn trên trục là 431114 Nmm Vì hộp giảm tốc có cấp nhanh phân đôi nên T 1 C1114/2= 215557Nmm u = 3.58 n = 350(v/p)

1 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn

Do không có yêu cầu nào đặt biệt ta chọn vật liệu làm bánh răng theo bảng 6.1 trang 92

Chọn thép C45 được tôi cải thiện Theo bảng 6.1, ta có: Đối với bánh dẫn:

Chọn HB 1 = 250 σ ohlim1 = 2HB1 + 70 = 2*250 + 70 = 570 Mpa

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT đối với bánh bị dẫn

S h 1 =1.75 số chu kì làm việc cơ sở

N Fo1 = N Fo1 = 4*1 0 6 chu kì số chu kì làm việc tương đương

Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1

Do NHE1>NHE1 , NHE2>NHO2 , NFE1>NFO1 , NFE2>NFO2

Nên chọ KHL1=KHL2=KFL1=KFL2=1

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT ứng suất tiếp cúc và ứng suất uốn cho phép

Chọn ứng suất tiêp xúc cho phép

Chọn ứng suất uốn cho phép

[ σ F ]=[ σ F2 ]#6.57 MPa ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép quá tải

Theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 và 96

Moment xoắn trên trục là 431114 Nmm Vì hộp giảm tốc có cấp nhanh phân đôi nên T 1 C1114/2= 215557Nmm u = 3.58 n = 350(v/p)

Chọn hệ tải trọng tính

Theo bảng 6.15 tài lieu do bánh răng nằm không đối xứng trên các ổ trục nên chọn ψ bα = 0.25 → 0.4 chọn ψ ba =0.25 theo tiêu chuẩn

2 = 0.5725 13 ứng với ψ bd vừa chọ tra bảng 6.7 tài liệu ta có

Tính khoảng cách trục Ta có aw1=Ka ( u 1 + 1 ¿ √ 3 ψ ba T [ 1 σ ∗K H ] 2 ∗u1 HB C ( 3.58+ 1) 3 √ 215557∗1.06

Với bánh răng nghiêng KaC

Chọn aw1 0 theo tiêu chuẩn dãy 1

Vì H1 RAy= 912N trong mặt phẳng xOy

 Ft1*AD +Ft1*AE =RBx*AB

Trong đồ án thiết kế chi tiết máy của sinh viên Trương Đặng Phong (MSSV: 1851080115), dưới sự hướng dẫn của GVHD Trần Tiến Đạt, việc tính toán đường kính các đoạn trục được thực hiện theo công thức Mtd = √(Mx² + My² + 0.75T²) Tại đoạn C, giá trị Mtd được tính là 265114.3, dẫn đến đường kính dc = 32.6 mm, và theo tiêu chuẩn, đường kính được chọn là 34 mm Tại đoạn D, Mtd là 435800, với đường kính dd = 41.2 mm, và tiêu chuẩn chọn dd là 45 mm.

2 + M 2 y + 0.75 T 2 = 279627.7 da=√ 3 0.1 M [ td σ ] = 35.59 mm theo tiêu chuẩn chọn da = 40 mm tại B chọn bằng tại A db=da@ mm tại E chọng bằng tại D de=ddE mm

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 34

35 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT

2) trục trung gian lực vòng

Ft2=Ft1(50 N lực hướng tâm

Fr2= Fr1 = 1255 N lực dọc trục

 Ma2 = Fa2*d242* 312 2 = 302952 N các số liệu tính ở phần bánh răng

AB = 509 mm trong mặt phẳng yOz

 Fr2*AC + Fr2*AE =Rby=Fr3* AD

 Ray = 692 N trong mặt phẳng xOz

 F r2 *AC+ F t2 *AE +F t3 *AD =R bx *AB

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115

Trong bài viết này, chúng tôi trình bày 36 đồ án thiết kế chi tiết máy với sự hướng dẫn của GVHD Trần Tiến Đạt Đường kính tại các đoạn trục được tính toán với công thức Mtd = √(M x² + M y² + 0.75 T²) cho các điểm C và E, cho giá trị Mtd là 882066 N.mm Theo tiêu chuẩn, đường kính được chọn là de = dc = 55 mm Tại điểm D, Mtd được tính là 1557228 N.mm, dẫn đến đường kính dd = 70 mm Tại các điểm A và B, chúng tôi chọn da = db = P mm.

38 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT

3) trục ra tải trọng lên trục lực vòng

Ft3=Ft4824 N lực hướng tâm

Fr4 = Fr3 = 3940 N lực nối trục

Fnt = (0.2 ⟶ 0.3)* 2T D t =(0.2 ⟶ 0.3)* 2∗2235750 260 = (3440 ⟶ 5159) chọn Fnt@00Nmm trong đó Dt là đường kính vòng chia của nối trục ứng với T= 2000 Nm

AC = 648.5 mm trong mặt phẳng yOz

 Rby = 1947 N = Ray trong mặt phẳng xOz

Ft4*AD = Rbx*AB + Fnt*AC

SVTH: TRƯƠNG ĐẶNG PHONG MX18 MSSV:1851080115 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY GVHD : TRẦN TIẾN ĐẠT 39 đường kính tại các đoạn trục là với [ σ ] P tại A và B :Mtd =√ M x

2 + M 2 y + 0.75T 2 15018 N.mm da=db=√ 3 0.1 M [ td σ ] = 73.86mm theo tiêu chuẩn chọn da = db = 75 mm tại D Mtd =√ M x

2 + M 2 y + 0.75 T 2 = 2004020 N.mm dd=√ 3 0.1 M [ td σ ] = 73.73mm theo tiêu chuẩn chọn dd = 80 mm tại C Mtd =√ M x

2 + M 2 y + 0.75 T 2 = 2015018 N.mm dc=√ 3 0.1 M [ td σ ] = 73.86mm theo tiêu chuẩn chọn dc = 75 mm

C) kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

1)vật liệu trục thép C45 tôi cải thiện σ b 0 MPa ta có σ −1 =0.436 σ b 70 MPa ta chọn τ −1 =0.58 σ −1 !5 MPa

2)điều kiện kiểm tra trực vừa thiết kế về độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục theo công thức d=√ 3 0.1 M [ td σ ], cần lưu ý rằng chưa xem xét một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như chu kỳ ứng suất và chất lượng bề mặt Do đó, sau khi thiết kế kết cấu, cần thực hiện kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục với các yếu tố này Kết cấu trục phải đảm bảo độ bền mỏi, và hệ số an toàn cần thỏa mãn các điều kiện quy định trong CT10.19/195.

S τj = K σ −1 τdj ∗τ aj + ψ τ ∗σ mj CT10.22/192 cho thấy hệ số ψ τ = 0.05 và ψ σ = 0.1 đã được sử dụng để xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Khi các trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, dẫn đến σ aj = σ maxj = W M j với M j = √ M xj.

2 + M 2 yj σ mj = 0 vì trục quay một chiều ứng suất thay dổi thoe chu kì mạch động nên theo

Để xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục, cần kiểm tra độ bền mỏi tại các vị trí quan trọng Cụ thể, đối với trục 1, các mặt cắt cần chú ý là 1-2 nơi lắp bánh răng và 1-1 nơi lắp ổ lăn Đối với trục 2, các tiết diện 2-2 và 2-1 (bao gồm tiết diện lắp bánh răng nghiêng và bánh răng thẳng) cần được kiểm tra cẩn thận Cuối cùng, trục 3 cần xem xét tiết diện lắp bánh răng 3-1 và tiết diện lắp ổ lăn 3-2 để đảm bảo an toàn và hiệu suất làm việc.

4) chọn lắp ghép các ổn lăn trên trục k6 , lắp bánh đai, nối trục , bánh răng theo k6 kết hợp lắp then kích thước của then ( bangr.1/173) trị số moment cản uốn và moment cản xoắn (công thức trong bảng 10.6/196) ứng với các tiết diện nguy hiểm trên được tính và ghi lại trong bảng sau

Tiết diện Đường kính trục b x h t 1 W

D3 80 22x14 9 44027.2 94292.7 trong đó: bxh :là đường kính và chiều cao của then t1 : là chiều sâu rảnh then trên trục 43

5) xác định hệ số K τdj và K σdj đối với tiết diện nguy hiểm ta có công thức xác định K σdj

CT10.25/197 ta có công thức xác định K τdj

Các trục CT10.26/197 được gia công bằng máy tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu độ nhám Ra từ 2.5 đến 0.63 μm Theo bảng 10.8/197, hệ số tập trung ứng suất tương ứng được xác định.

1 không dừng phương pháp gia tăng bền bề mặt nên Ky = 1 ta dùng phay ngón để gia công rãnh then nên theo bảng 10.12/199 ta có

K σ = 2.01 và K r = 1.88 theo bảng 10.10/198, ta có các giá trị dA1 = 40 với ε σ = 0.78 và ε τ = 0.85; dD1 = 42 với ε σ = 0.765 và ε τ = 0.842; dC2 = 55 với ε τ = 0.75 và ε σ = 0.8; dD2 = 66 với ε τ = 0.736 và ε σ = 0.77; dD3 = 80 với ε τ = 0.73 và ε σ = 0.71; dA3 = 75 với ε τ = 0.745 và ε σ = 0.72; dC3 = 75 với ε τ = 0.745 và ε σ = 0.72 Các hệ số ε σ và ε τ thể hiện ảnh hưởng của kích thước đến tiết diện trục và giới hạn mỏi phụ thuộc vào vật liệu cũng như đường kính trục, đồng thời xác định hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm.

Tính toán chọn ổ

tính toán chọn ổ trục vào chọn từ các số liệu thiết kế đã có đường kính trục dA1@mm vận tốc 350 vòng /phút

Rby = 1958 N, chọn ổ bi không có lực dọc với đường kính vòng trong 40mm Tuổi thọ của ổ bi rất quan trọng, vì thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn, nên cần chọn ổ bi phù hợp với tuổi thọ làm việc của nó.

Lh =(10 ⟶ 25) 10 3 giờ dựa theo tải trọng vì 2 lực dọc Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau nên

F r = 0 FrA

1 kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ theo công thức 11.3/214 ta có

Q=(X.V.Fr + YFa).kt.kđ vòng trong quay nên V=1 48 kt=1 vì θ < 100 0 C kđ = 1.1 vì tải va đập nhẹ

Q= 1*3267*1.1*1594 N khả năng tải động Cd = Q m √ L đối với ổ bi m=3

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng

Q: tải động quy ước (kN)

Khả năng tải động của ổ trục trung gian được đảm bảo thông qua việc tính toán dựa trên các số liệu thiết kế hiện có, bao gồm đường kính trục dA1Emm và vận tốc 98 vòng/phút.

Rby = 692 N 49, lựa chọn ổ bi không có lực dọc với đường kính vòng trong 45 mm Tuổi thọ của ổ bi rất quan trọng, vì thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn, nên cần chọn ổ bi phù hợp với tuổi thọ làm việc của nó.

Lh =(10 ⟶ 25) 10 3 giờ dựa theo tải trọng vì 2 lực dọc Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau nên

F r = 0

Định dạng
Số trang	60
Dung lượng	683,89 KB