Đồ án: Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Chia sẻ: hoainiemtruongxua

Xác định công xuất động cơ h Pct = Pt Trong đó: - Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) - Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw) Pt = F.v.10-3 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

Bạn đang xem 7 trang mẫu tài liệu này, vui lòng download file gốc để xem toàn bộ.

Nội dung Text: Đồ án: Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-1-
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 =
η Trong đó:
Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
-
Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
-
Pt = F .v.10 −3
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. η ol . ηk .ηot
2
-
Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:
-
ηđ = 0,96
Hiệu suất bộ truyền đai
ηbr =0,97
Hiệu suất 1 cặp bánh răng
ηol =0,99
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηk =0,99
Hiệu suất khớp nối
ηot =0,995
Hiệu suất 1 cặp ổ trượt
− η = 0,96.0,97.0,99 2 .0,99.0,995 = 0,9
4,76
Pct =
− = 5,289 kw
0,9
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
-
Ut = Uh.Un
Trong đó:
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:
-
60000.v
π .D
nlv =
Với vận tốc băng tải v =0.34 m/s

SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy
-1-
ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-2-
Đường kính tang D= 200mm
60000.0,34
3,14.200 = 32,48 (vg/ph)
 nlv =
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
-
n n u 32.20 = 640 (vg/ph)
. sb= lv. t =

1.1.3 Chọn động cơ
Momen mở máy của động cơ
-
1,4.T1
Tmm 1,4
= = = 0,85
T1 + T2 1,65
T
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)
Tmm Tmax

[α 1 ] = 150° .Thỏa mãn điều kiện góc ôm
α 1 = 180° − 57. = 180° − 57.
a 2212,5
2.3,Xác định tiết diện đai
SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy
-4-
ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-5-
• Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai :
F .k
Ft .k đ
A = b.δ = ⇒b= t đ
[δ F ] [δ F ].δ
δ 1 1 225
⇒δ ≤
≤ d1 = = 5,625mm
Trong đó : δ là chiều dày của đai.Với đai vải cao su
d1 40 40 40
Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn δ = 6 ⇒ z = 4
π .d1 .n đc 3,14.225.716
1000.Pct
= = 8,435m / s
Lưc vòng Ft = Với vận tốc đai V =
60.10 3 60.10 3
V
1000.Pđc 1000.5,5
= = 652 N
 Ft =
V 8,435
• Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,1
Ứng suất có ích cho phép [δ F ] xác định theo công thức: [δ F ] = [δ F ] 0 .Cα .C v .C 0

Trong đó:
k 2.δ
Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm [δ F ] 0 = k1 −

d1

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 55° ⇒ Ứng suất căng ban đầu σ 0 = 1.8MPa

Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10
10 .5,5
=> [δ F ] 0 = 2,5 − = 2,256 (MPa)
225
Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:
: Cα = 0,9208
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:
: Cv = 1,0094
− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc
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 C 0 = 1
⇒ [δ F ] = 2,256.0,9208.1,0094.1 = 2,09 (MPa)
Hệ số tải trọng động kđ = 1,35
Ft .k đ 652.1,35
=> b = = = 70,19mm
δ .[δ F ] 6.2,09
Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b = 75 (mm)
⇒ B = 85( mm )
2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
− Lực căng ban đầu :
F0 = σ 0 .b.δ = 1,8. 75.6=810 (N)

− Lực tác dụng lên trục:
α   153,6 
Fr = 2.F0 . sin  1  = 2.810. sin   = 1577,19 (N)
2
2


SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy
-5-
ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-6-
Chương 3 .Thiết kế bánh răng
3.1,Chọn vật liệu
Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:
− Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ b1 = 750 (MPa)

Giới hạn chảy σ ch1 = 450 (MPa)
− Bánh răng lớn:
Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217
Chọn độ cứng HB = 180
Giới hạn bền σ b 2 = 600 (MPa)

Giới hạn chảy σ ch 2 = 340 (MPa)
3.2,Định ứng suất cho phép
K HL
− Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = σ H lim .
0

SH

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : σ H lim = 2.HB + 70
0



Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:SH =1,1
⇒ σ 0 lim1 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
H



⇒ σ 0 lim 2 = 2.180 + 70 = 430 (MPa)
H



+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
N HO
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m H = 6
KHL = mH
N HE

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

⇒ N HO1 = 30.230 2, 4 = 1,39.10 7

⇒ N HO 2 = 30.180 2, 4 = 7,76.10 6
3
T 
= 60.c.∑  i  .ni .t i
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N HE T 
 max 
Với c, ni , Ti , 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.
3
T  ti
n
= 60.c. 1 ∑ t i ∑  i .
N HE 2 T 
 ∑ ti
u1  max
130  3 2,5 4.25 
⇒ N HE 2 = 60.1. + 0,653. .10000 = 8,9.10
6
.1 .
4 8 8

Vì N HE 2 > N HO 2 ⇒ N HE 2 = N HO 2 .Tương tự thì do đó N HE1 > N HO1 ⇒ N HE1 = N HO1 Nên suy ra KHL = 1
Như vậy sơ bộ xác định được :
SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy
-6-
ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-7-
[σ H ]1 = 530. 1 = 481,82MPa
1,1

[σ H ] 2 = 430. 1 = 390,91MPa
1,1
[σ H ] 1 + [σ H ] 2 481,82 + 390,91
[σ H ] = = 436,365MPa < 1,25[σ H ] min ⇒ thỏa mãn
=
2 2
K FC .K FL
− Ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = σ F lim .
0

SF
Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:;SF = 1,75
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : σ F lim = 1,8.HB
0



[]
⇒ σ Flim 1 = 1,8.230 = 414 MPa
0



⇒ [σ ] = 1,8.180 = 324 MPa
0
Flim 2

+ 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:
N FO
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn mF = 6
KFL = mF
N FE

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4.10 6
mF
T 
= 60.c.∑  i  .ni .t i
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: N FE T 
 max 
Với c, ni , Ti , 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.
6
T  130  6 2,5 4.25 
n
∑T i  .ti = 60.1.
⇒ N FE 2 = 60.c. 1 + 0,656. .10000 = 8,4.10
7
1 .
 
u1 4 8 8
 max 
Vì N FE 2 = 8,4.10 > N FO 2 = 4.10 do đó KFL2 = 1.Tương tự thì KFL1 = 1
7 6



Như vậy sơ bộ xác định được :

[σ F ]1 = 414. 1.1 = 236,57 MPa
1,75

[σ F ] 2 = 324. 1.1 = 185,14 MPa
1,75
− Ứng suất quá tải chọ phép:
[σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.340 = 952MPa
[σ F 1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.450 = 360MPa
[σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.340 = 272MPa
3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
T1 .K Hβ
a w = K a .(u ± 1).3
[σ H ] 2 .u.ψ bd

SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy
-7-
ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-8-
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 :T1 = 373184,62 N.mm

Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = 436,365MPa

Hệ số xác định theo công thức : ψ bd = 0,53.ψ ba (u ± 1)

Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn ψ ba = 0,3 ⇒ ψ bd = 0,53.0,3(4 + 1) = 0,795
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
373184,62.1,02975
 a w = 49,5.(4 + 1).3 = 212,70mm
436,365 2.4.0,795
3.3.2 Xác định thông số ăn khướp:
1,Xác định môđun:
m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02)212,70 = 2,1270 ÷ 4,2540mm
Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 4mm
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0
2.a w 2.212,70
+ Xác định số bánh răng nhỏ: z1 = = = 21,27 .Lấy z1 = 21
[ m.(u + 1)] [ 4.(4 + 1)]
+ Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4.21 = 84
+ Tổng số răng zt = z1+ z 2 = 21 + 84 = 105
mzt 4.105
+ Tính lại khoảng cách trục a w = = = 210mm
2 2
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:

2.T1 .K H .(u + 1)
σ H = z M . z H . zε . .Trong đó:
2
bw .u.d w1

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

Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,ZM = 274 MPa 1 / 3
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

2 cos β b
zH = .Với
sin 2a wt
Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở βb:
tgβ b = cos α t .tgβ = cos 20.tg 0 = 0.

Với α t = α tw = arctg (tgα / cos β ) = arctg (tg 20 / cos 0) = 20

Trong đó: góc prôfin gốc α = 20; góc prôfin răng α t ; góc ăn khớp α tw

SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy
-8-
ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76
-9-
2 cos 0
⇒ zH = = 1,764
sin 2.20
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : zε

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :
bw .sin β 63.sin 0
εβ = = = 0 .Với chiều rộng vành răng bw = ψ ba .aw = 0,3.210 = 63mm
m.π 4.3,14
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:
 1 1  1
1
ε α = 1,88 − 3,2( + ). cos β = 1,88 − 3,2( + ) cos 0 = 1,69
 21 84 
z1 z 2 

4 − εα 4 − 1,69
⇒ zε = = = 0,77
3 3
2a w 2.210
 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d w1 = = = 168mm .
(u h + 1) (4 + 1)
π .d w1 .n1 3,14.168.130
Vận tốc vòng v = = = 1.14m / s ⇒ Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK
60000 60000
dùng cấp chính xác 9.
 Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: K H = K Hβ K Hα K Hv .Với
• 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 doψ ba = 0,795 ,bằng phương pháp nội suy:KHβ= 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 Hα = 1,13
• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:
v H .bw .d w1
K Hv = 1 +
2.T1 .K Hβ .K Hα

aw 210
o Với v H = δ H .g 0 .v. = 0,06.82.1.14. = 40,64
u 4
o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp
δ H theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK
Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2
g 0 theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
40,64.63.168
⇒ K Hv = 1 + = 1,495
2.373184,62.1,02975.1,13
→ K H = 1,02975.1,13.1,495 = 1,74
2.T1 .K H .(u + 1) 2.373184,62.1,74.(4 + 1)
Vậy σ H = z M .z H .zε . = 274.1,764.0,77. = 355,6 MPa
2
63.4.168 2
bw .u.d w1

+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ] = [σ H ].ZV .Z R .K xH
 với v = 1,14s
Đề thi vào lớp 10 môn Toán |  Đáp án đề thi tốt nghiệp |  Đề thi Đại học |  Đề thi thử đại học môn Hóa |  Mẫu đơn xin việc |  Bài tiểu luận mẫu |  Ôn thi cao học 2014 |  Nghiên cứu khoa học |  Lập kế hoạch kinh doanh |  Bảng cân đối kế toán |  Đề thi chứng chỉ Tin học |  Tư tưởng Hồ Chí Minh |  Đề thi chứng chỉ Tiếng anh
Theo dõi chúng tôi
Đồng bộ tài khoản