Đang tải... (xem toàn văn)
Đồ án chi tiết máy, Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trục vít, Ưu điểm của hộp giảm tốc này là truyền được momen xoắn giữa hai trục chéo nhau, có tỉ số truyền lớn, có khả năng tự hãm. Nhược điểm của hộp giảm tốc này là sinh ra nhiệt lớn.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THƠNG VẬN TẢI KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤC VÍT Chun ngành: Cơ Khí GVHD : Bùi Vũ Hùng SVTH : Hoàng Văn Tú MSV : 171302066 LỚP : Cơng Nghệ Chế Tạo Cơ Khí Năm học: 2019 - 2020 MỤC LỤC Đề VI – Phương án Các thông số cho trước: - Lực vòng băng tải (kG) : 460 - Vận tốc băng tải (m/s) : 0,3 - Đường kính D (mm) : 275 - Chiều rộng băng tải B (mm) : 350 - Thời hạn phục vụ (năm) :4 - Sai số vận tốc cho phép (%) : 38 - Chế độ làm việc: ngày ca, ca giờ, năm làm việc 300 ngày, tải trọng va đập nhẹ, làm việc chiều PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG Chọn động a Chọn hiệu suất hệ thống - Hiệu suất truyền động : Với: : Hiệu suất khớp nối trục : Hiệu suất truyền bánh : Hiệu suất truyền trục vít khơng tự hãm ( z1=2 ) : Hiu sut mt cp ln Động điện Bộ truyền bánh Bộ truyền trục vít bánh vít Băng tải Khớp nối b Tính cơng suất cần thiết - Cơng suất trục máy cơng tác: Trong đó: F: Lực kéo băng tải (N) v: Vận tốc băng tải (m/s) t1 nhỏ nên coi t1=0 - Cơng suất tính tốn: - Cơng suất cần thiết: c Xác định số vòng quay sơ động - Số vòng quay trục máy cơng tác Trong đó: v: Vận tốc băng truyền (m/s) D: Đường kính (mm) - Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh trục vít là: - Số vòng quay sơ động Ut = 68 (Bảng 2.4) d Chọn động điện - Động điện có thơng số phải thỏa mãn: - Chọn động 4AX90L4Y3 : (Bảng 1.3) Phân phối tỉ số truyền • Tỷ số truyền chung hệ chuyển động - Ta có : Trong đó: uh: Tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp, uh= u1.u2 un: Tỉ số truyền truyền ngoài, un= u1: Tỉ số truyền cấp nhanh - truyền bánh u2: Tỉ số truyền cấp chậm - truyền trục vít- bánh vít - Vì cặp bánh thẳng nên ta chọn C = 0,9 Dựa vào u h = ut = 68,27, gióng lên ta có u1 = 2,3 Thay lại công thức uh= u1.u2 ta được: - Kiểm tra sai số: Xác định cơng suất, momen số vòng quay trục a Phân phối công suất trục b Tính tốn số vòng quay trục c Tính tốn Momen xoắn trục d Bảng thông số kĩ thuật Trục Thông số Công suất P (kW) 1,622 Tỉ số truyền u Số vòng quay n 1420 (v/p) Momen xoắn T (Nmm) 1,558 1,234 2,3 29,7 617 20,77 PHẦN II TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY Thiết kế truyền bánh a Chọn vật liệu - Vì cơng suất bánh dẫn khơng lớn Do khơng có u cầu đặc biệt theo quan điểm thống hóa thiết kế, thuận tiện việc gia cơng chế tạo, ta chọn vật liệu làm bánh vật liệu nhóm I Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh thường hóa tơi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên ta cắt xác sau nhiệt luyện, đồng thời truyền có khả chạy mòn Cụ thể theo bảng 6.1, ta chọn: - Bánh nhỏ ( bánh ): nhãn hiệu 50, thường hóa có : HB1 = 179…228 => Chọn HB1 = 220 - Bánh lớn ( bánh ): nhãn hiệu 45, thường hóa có: HB2 = 170…217 => Chọn HB2 = 170 b Ứng suất cho phép • Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] ứng suất uốn cho phép [σF] - Theo cơng thức: Trong đó: Z R: Zv: KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân YS: Hệ số xét đến độ nhạy vật liệu tập chung ứng suất KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng đến độ bền uốn KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, tải chiều nên KFC=1 - Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ: - SH, SF: Hệ số an toàn tính tiếp xúc uốn Tra bảng 6.2 có: SH = 1,1 SF =1,75 - : Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì sở Tra bảng 6.2 có: - KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời hạn phục vụ chế độ tải trọng truyền, xác định theo cơng thức: Trong đó: mH, mF: Bậc đường cong mỏi bền tiếp xúc uốn Vì HB < 350 => mH = mF = NHO, NFO: Số chu kì ứng suất thử độ bền tiếp xúc uốn NFO = 4.106 ( Đối với tất thép ) NHE, NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.Do tải trọng thay đổi nên ta có: Từ cơng thức: Trong đó: c: Số lần ăn khớp vòng quay (c =1) Ti , ni , ti: Lần lượt momen xoắn, số vòng quay tổng số làm việc chế độ i bánh xét 1420.4.2.300.5.(13 + (0,7)3.=77.107 617.4.2.300.5.(13 + (0,7)3 )= 33,5.107 1420.4.2.300.5.(16 + (0,7)6.) = 68.107 617.4.2.300.5.(16 + (0,7)6.) = 29,4.107 - Thay vào cơng thức tính độ bền ta được: - Vì cấp nhanh truyền bánh trụ thẳng nên: → [σH]=min[[σH1], [σH2]]=372,73(MPa) • Ứng suất tiếp xúc cho phép tải: - Theo công thức: • Ứng suất uốn cho phép tải: - Theo công thức: c Xác định thông số truyền • Xác định sơ khoảng cách trục - Theo cơng thức: Trong đó: Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh loại Vì thẳng nên ta lấy Ka = 49,5, Theo bảng 6.5 : Theo bảng 6.6 ta có = 0,35 : Hệ số kể đến phân bố không đồng tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc.Theo bảng 6.7, với = 0,612 = 1,02 - Thay vào công thức: Lấy aw = 80 mm ( Theo TC SEV229-75) d Xác định thơng số ăn khớp • Xác định mơđum m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6 (mm) Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn mn = 1,5 (mm) • Xác định số - Bánh thẳng - Theo công thức: Số bánh nhỏ: Số bánh lớn: (Răng) Số tổng: -Đường kính vòng chia: • • dω1 dω2 = 2aw/(u1t+1) = 2.80/(2,3+1)=48,48 mm = u1t d1 = 2,3.48,48 ≈ 111,5 mm e.Xác định hệ số dịch chỉnh(x) Z1=33>30.Nhng yêu cầu dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trớc +y hệ số dịch chỉnh tâm +Hệ số Dựa vào ky,ttra bảng 6.10akx=0,008 Mà tổng hệ số dịch chỉnh (mm) -Hệ số dịch chỉnh bánh f.Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc -øng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức H = Z M Z H Z ε 2.T k (u +1) H bw u.d w1 (II.6) +zM hệ số tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đơc zM=274(MPa)(1/3) +zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/106.với zH=1,68 + Z Hệ số kể đến trùng khớp xủa răng.Theo công thøc (6.36a/105) ( − εα ) Zε = bw sin = 0ữ = m.π Víi Thay l¹i ta cã +kH:HƯ số tải K H =K k Với hệ số H H K H K HV kể đến phân bố tải trọng chiều rông vành răng.Tra bảng 6.7/98 đợc k H hệ số kể đến phân bố khônng tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp.Vì bánh thẳng k H k Hv =1 hệ số tả trọng động K Hv = + vH bw d w1 2,T K K H β Hα bw: Chiều rộng vành Tra b¶ng 6.15/107 có H=0,006, g0=56 , Thay lại ta đợc Tra b¶ng 6.17/106 - Thỏa mãn: Vật liệu làm bánh thỏa mãn điều kiện tiếp xúc g Kiểm nghim rng v bn un -Bánh Để thoả mãn độ bền uốn T1=10809,5(Nmm) ,bW =28 (mm), dW1=48,48(mm) + +Bánh thẳng Y = = 0o +YF1:hệ số dạng bánh 1.Tra b¶ng 6.18 →YF1=3,54 +KF:hƯ sè t¶i träng n KF =KF.KFα.KFV KF=1,02 (tra bảng 6.7) KF =1 K Mà FV = 1+ (vì bánh thẳng) V bw d F w1 2.T K K F β FV a V = δ g v F F u Tra bảng6.15 6.16 có Tra bng 6.17 L 60.n L= h 106 Trong hép gi¶m tèc ta cã Lh=104 giờ.n=1420(v/phút) (triệu vòng) -Q tải trọng động quy ớc Q=X.V.Fr.Kt.Kđ (vì lực Fa=0) +Khi tính ổ lăn ta chọn chiỊu cđa lùc khíp nèi F x2 cïng chiỊu víi chiều Fx3 tạo phản lực ổ lăn max.Vậy chiều khớp nối (tờ 4) không đổi +Ta có phản lực gối Fa = Ta tiến hành kiểm nghiệm gối có Fr=max.Tức kiể nghiệm gối +chọn vòng quay nên V=1 +Chọn hệ số ¶nh hëng cđa nhiƯt ®é Kt=1 +K® hƯ sè kĨ đến đặc trng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3/215 ta có kđ=1,2 +X hệ số tải trọng hớng tâm X=1 +Y hệ số tảI trọng dọc trục Y=0 Q=1.1.450.1.1,2=0,54(KN) -Vì tảI trọng tác dụng tảI trọng thay đổi nên tải trọng tơng đơng đợc tính theo công thức 2 Q = m ∑ Qi Li / ∑ Li E 1 Thay lại (III.8) thoả mãn Vậy chọn nh thừa bền nên ta chọn loại ổ lăn cỡ nhẹ 206 d=30(mm) r=1,5(mm) D=62(mm) C=15,3(mm) B=169mm) Co=10,2(mm) 1.4.Kiểm nghiệm khả tải tĩnh Điều kiện để đảm bảo khả tải tĩnh là: QtCo +Co khả tải tĩnh tra đợc Co=10,2 +Qt tải tĩnh quy ớc Qt=Fr=0,45(KN)