Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng

Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng Tính toán bộ truyền xích bảnh răng trụ răng thẳng

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiệnđại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các

hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánhrăng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung

và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Vũ Lê Huy đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

Đăng Thị Ngọc Huê

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYPHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC VÀ HỆ DẪN ĐỘNG

1.1 Chọn động cơ điện.

1.1.1 Tính công suất của động cơ điện

- Công suất trục công tác:

Trong đó : trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ được tra trong bảng (2.3)

η k : là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục (chọn khớp nối mềm)

η ol m: là hiệu suất cặp ổ lăn được làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn( với m là số cặp ổ lăn: m=3)

η br: là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôitrơn

η đ : là hiệu suất bộ truyền đai làm việc trong điều kiện để hở

⟹ η=η k η ol3 η br η đ

u csb : tỉ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động : u csb=u đ sb .u hsb

Với: u hsb: tỉ số truyền động sơ bộ bánh răng côn hộp giảm tốc.Chọn u hsb=4

u đsb: tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai, chọn u đsb=3

1.2 Phân phối tỉ số truyền

- Xác định tỉ số truyền toàn bộ (uc) của hệ dẫn động:

u c=n dc

n ct=

936

- Phân phối tỉ số truyền (uc )của hệ dẫn động :

uđ tỉ số truyền của bộ truyền đai (tra bảng 2.4) chọn u đ= 2,8

¿ >u br¿u h=u c

u đ=

10,949

1.3 Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục

- Dựa vào công suất công tác: Pct = 1,278 (kw);

- Công suất trên trục II: P2= P ct

Mô men xoắn :

Momen xoắn trên trục động cơ:

T (N.mm) 14 590,278 38 767,253 147112,112 142 755,717

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.

Các thông số yêu cầu: P = 1,430 kw

- Bộ truyền đai dẹt,chịu tải trọng va đập vừa phải,và đường nối tâm hai trục

bánh đai nghiêng so với phương ngang một góc 450

T= 14 590,278 (N.mm) , uđ= 2,8

Chọn loại đai sợi tổng hợp có các ưu điểm sau:

+ Giới hạn bền cao,

+ Làm việc với vận tốc cao, công suất lớn

=>Do vậy nó được sử dụng rộng rãi trong thực tế

Ta chọn loại đai sợi tổng hợp được phủ bằng nhựa Nairit

Lấy theo tiêu chuẩn, chọn: d1= 140 ( mm)

Kiểm tra về tốc độ đai : v đ=π d1.n1

=> d2= 2,8 140 (1- 0,01) = 388,08(mm)

Lấy theo tiêu chuẩn bánh đai lớn chọn d 2 = 400 (mm)

+ Tính sai lệch tỉ số truyền: Δuu=

2.2.2 Khoảng cách trục và chiều dài đai:

- Chọn l theo tiêu chuẩn : l = 2500 (mm).

Vận tốc làm việc của đai:

v =π d1.nđc/60000 = π 140 93660000 = 6,861(m/s)

Vì i= v l= 6,8612,5 = 2,744 < imax = 3…5

 Chiều dài đai thỏa mãn

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 4.6-Trang 52-TTTKHDĐCK-T1:

- Góc ôm của đai ( 1)tính theo công thức 4.7-Trang 52-TTTKHDĐCK-T1:

 1 = 180 – 57.(d 2−d 1) a = 180- 57 (400−140)815,524 = 161050’> min =1200

2.2.3 Tính các kích thước tiết diện đai:

- Chọn chiều dày đai δ:

Từ đó thay vào ta được: b = Ft Kđ / [σσF] δ = 208,424 1,6 6,505 1 = 51,265 (mm)

Ta chọn được chiều rộng dây đai là : b = 50 (mm)

2.2.4 Tính kích thước kết cấu bánh đai.

Bánh đai có vận tốc làm việc nhỏ v = 6,861m/s , ta chọn vật liệu bánh đai bằnggang xám GX15

Tra bảng 21.16- TTTKHDĐCK-T2 Được chiều rộng bánh đai B = 63mm,chiều cao phần lồi h= 1 mm

*Từ số liệu đã tính toán ở trên ta lập được bảng tóm tắt như sau:

Đai sử dụng là đai sợi tổng hợp sợi capron vải chéo 2 sợi ngang, phủ nhựa nairitĐường kính bánh đai nhỏ,lấy theo tiêu chuẩn 140(mm)Đường kính bánh đai lớn,tỷ số truyền uđ=2,8, lấy theo tiêu chuẩn 400(mm)

Chiều dài đai:l (mm)theo công thức 4.4- Trang

52-TT-TKHDĐCK-T1:

2489,094(mm)

Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn công thức

Lực căng ban đầu theo công thức 4.12-Trang 56-

TTTKHDĐCK-T1:

PHẦN 3:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

- Chọn thép 45 tôi cải thiện phối rèn đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của

răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10- 15đơn vị

- Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp làm việc trong điều kiện che kín đủ

dầu bôi trơn

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

- Κ xH:hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Với bước tính sơ bộ lấy Ζ R ∙ Ζ v ∙ Κ xH=1

- Κ HL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền được xác định theo công thức (6.3)-Trang 91-TTTKHDĐCK-T1 :

Κ HL=m H

√N HO

N HE

Trong đó:

m H : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc với HB≤ 350 tac ó m H=6

N HO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- Do đường cong mỏi từ sau số chu kỳ thay đổi ứng suất có dạng gần đúng là

một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏitiếp xúc không thay đổi, vì vậy :

Ta thấy :NHE1>NHO1 => K HL1=1

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép :

- Ứng suất uốn cho phép được tính theo (CT6.2-Trang94-TTTKHDĐCK-T1)

[σ F]=(σ Flim

s F )∙ Y R ∙ Y s ∙ Κ xF ∙ Κ Fc ∙ K Fl

- Trong đó - YR : hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

- YS : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- KxF :hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn.Với bước tính thiết kế sơ bộ lấy YR.YS.KXF=1

-σ Flim ο : ứng suất uốn cho phép ứng với các chu kỳ cơ sở

- Theo bảng 6.2 –trang 94-TTTKHDĐCK-T1,ta có:

Với: NFO số chu kỳ thay đổi khi thử về uốn

N FO=4 10 6( đối với tất cả các loại thép)

NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với trường hợp tải trọng thay

đổi theo chu kỳ

⟹[σ F 2]❑ =σ ο Flim

s F ∙1.1=

414 1,75=236,571 ( MPa)

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

[σ H]max=2,8 max(σ ch1 , σ ch2)=2,8 580=1624 (MPa)

 Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, tra bảng 6.5 có Ka=43

 T1=38 767,253(Mpa) : Momen xoắn trên trục chủ động

 [σ H]=495,455(MPa)❑: ứng suất tiếp xúc cho phép

 U=3,910 : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng

 ψ ba ,ψ bd: hệ số chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.6, trang 97 với bộ truyền đối xứng, HB<350 ta chọn được ψ ba=0,45

√ T1∙ K Hβ

[σ H]2∙u ∙ ψ ba = 43.(3,910+1) 3

√495,45538767,253 1,062 3,910 0,45

= 96,189 (mm)Lấy aw=100 (mm)

- Xác định góc ăn khớp :

αtw =  t = arctan(tan/cos) = arctan(tan200/ cos18,195°) = 20,9630

Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở :

βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan( cos20,9630 tan 18,1950) = 14,550

- Xác định đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:d w 1=m z1

3.4 Tính kiểm nghiệm.

3.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện H = ZM ZH Z√2T1K H√u2+1

0,85.b d m 12 u ¿ [σH]

- Trong đó:

 ZM – Hệ số xét đến tính ảnh hưởng của cơ tính vật liệu

ZM = 274 (Mpa)1/3( Tra bảng 6.5-Trang96-TTTKHDĐCK-T1)

- Ta có H < [σH ] và chênh lệch không vượt quá 10%

- Kiểm nghiệm cho thấy bánh răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.4.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

 m : mô đun bánh răng m=2

 d w 1: đường kính vòng lăn của bánh chủ động: d w 1= 40 (mm)

 Y β:hệ số xét đến độ nghiêng của răng :

)≈ 22

Ζ v 2= Ζ2

cos3β=

76 cos3(18,195o)≈ 88

 Tra bảng 6.18 (Trang 109 TTTKHDĐCK-T1),ta có:

Zv1 = 22 , x1 = 0 => YF1 = 4,00

- Thay số vào ta được:

Vậy : bánh răng thỏa mãn yêu cầu về độ bền uốn Ở đây, chênh lệch giữa σ F 1với [σ

σ F 1¿ và σ F 2 với [σσ F 2¿ khá lớn, do vậy không cần tính chính xác lại giá trị của ứng suất uốn cho phép

3.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng.

3.6 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng.

4.1 Chọn loại khớp nối.

- Ta sử dụng khớp nối vòng tròn đàn hồi để nối trục

- Ta chọn khớp nối theo điều kiện :

+ Tt – mô men xoắn tính toán :T t k T. với:

k- hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1 trang

4.2 Kiểm nghiệm khớp nối: Ta kiểm nghiệm theo 2 điểu kiện bền

4.2.1 Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi

σd= 2kT

zD0dcl3 ≤ [ σd]

Trong đó: [σσd] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [σσd] = (24) MpaỨng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

→ Thỏa mãn yêu cầu ứng suất dập cho phép

4.2.2 Điều kiện sức bền của chốt.

σ u=kTl10,1dc3D0z ≤[σ u]

Trong đó: [σσu] - Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy [σσu] = (6080) Mpa

Ứng suất sinh ra trên chốt:

→ Thỏa mãn điều kiện ứng suất cho phép của chốt

1.

4.3 Lực tác dụng từ khớp nối được xác định theo công thức:

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền

cf

250 (N.m)Đường kính lớn nhất có thể của trục

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

PHẦN 5: THIẾT KẾ TRỤC I

5.1.1 Sơ đồ đặt lực.

 Ft1 –:hướng ngược chiều quay bánh răng chủ động.

 Ft2 : hướng cùng chiều quay bánh răng bị động

cosβ = 1938 t an20,963cos18,195 = 782

 Lực dọc trục Fa song song với trục và hướng về mặt làm việc của bánh răng.Trị số : Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 1938 tan18,1950 = 937(N)

- Trong đó: Tk – Mô men xoắn trên trục thứ k

[στ]k – Ứng suất xoắn cho phép trên trục thứ k

- Các kích thước liên quan tới chiều dài trục:

Theo bảng 10.3 trang 189 sách TTTKHDĐCK T1, ta được:

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộphoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là k1 = 8  15 (mm)

 Chiều cao nắp ổ và bu lông: hn = 15  20 (mm) → chọn hn = 15 (mm)

- Khoảng công xôn: lcki = 0,5(lmki + b0) + k3 + hn

 Khoảng chia trên trục 1 tính từ khớp nối đến gối đỡ:

lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5×(25 + 15) + 15 + 15 = 50 (mm)

Khoảng chìa trên trục 2 tính từ khớp nối đến gối đỡ:

lc22 = 0,5(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5×(75 + 19) + 15 + 15 = 77 (mm)

 bki : chiều rộng vành răng thứ i trên trục k, b13 = b23 = 45 (mm)

Theo bảng10.4tr191 sách TTTKHDĐCK T1,với hộp giảm tốc bánh răng trụ ta có:

l12 = -lc12= -50 (mm)

l13 = 0,5 (lm13 + b01) + k1 +k2 = 0,5 (25+15)+10+10 =40 (mm)

l11 = 2.l13 = 2 40 = 80 (mm)

Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo chung cho tất cả các trục là thép 45

thường hóa có độ cứng HB 170217,σb =600(Mpa), σch = 340 (Mpa), ứng suấtxoắn cho phép 1530 (MPa)

5.4 Tính chi tiết trục I

5.4.1 Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men

T3 = TI = 38 767,253 (N.mm)

- Biểu đồ momen

5.4.2 Định đường kính tại các tiết diện trên trục.

Tính mômen uốn tổng Mij, mômen tương đương Mtđij và đường kính trục dij tạitiết diện j trên trục thứ i, theo công thức 10.15 đến công thức 10.17 tr 195 sách TT-TKHDĐCKT1,ta có:

0,1×[σ] với [σσ] tra bảng 10.05 trang 195 tập 1 ta được [σσ] = 63 (Mpa)

 Tại tiết diện (1-2):

Mô men uốn tổng cộng: M12 = 0

Mô men tương đương:

→ Đường kính trục: d12 =

3

√33 573,426 0,1×63 =17,467( mm)

 Tại tiết diện (1-0):

Mô men uốn tổng cộng: M10=√M x 102 +M2y 10=√174572+ 174572=24688 (N.mm)

Mô men tương đương:

 Tại tiết diện (1-1):

Mô men uốn tổng cộng: M11=√M2x10

Mô men uốn tổng cộng:

5.5 Chọn then và tính mối ghép then:

5.5.2 Kiểm nghiệm then

Theo công thức 9.1 tr 173 sách TTTKHDĐCKT1 và 9.2 tr 173, điều kiện bền dập và điều kiện cắt như sau:

=> Đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt.

5.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Theo công thức CT

10.19

195 [1] ta có: sj = sj.sj / √ sσjj2+ sτjj2 s

Trong đó:

 s - hệ số an toàn cho phép, thông thường s = 1,52,5

 sσj , sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiếtdiện j Theo công thức CT

  và  - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, theo bảng B

 Đối với trục có rãnh then:

,  phụ thuộc vào đường kính từng đoạn trụcBiết k =1,76, k =1,54

Ta tiến hành kiểm nghiệm đối với tiết diện nguy hiểm nhất trên trục là tiết diện

có mômen uốn tổng cộng lớn nhất và tiết diện có rãnh then Ta tiến hành kiểm nghiệm tại 2 tiết diện (1-2); (1-3)

 Tại tiết diện (1-2): d12 = 20 (mm)

Suy ra: S10= S δ 10 S τ 10

√S δ 102 +S τ 102 = 12,5 22,195

√12,5❑2 +22,195❑2 =21,86> [σs] = (1,5  2,5)Vậy tại tiết diện 1-2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi



 Tại tiết diện 1-3 có d13 = 30mm

→ Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền mỏi

5.7.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn.

Khả năng tải động của ổ Cd được xác định theo CT

11.1

213 [1]

Cd = Q m√L

Trong đó:

 m - bậc của của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10/3

 L - tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)

Fa và Fr - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ

V - hệ số kể đến vòng nào quay, V =1 (vòng trong quay)

kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ  1500

kd - hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, lấy kd = 1,5 (theo B

11.3

215 [1] )

X ,Y - hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

Fa0(1) = Max (Fa0(1) , Fs0(1) ) = Fs0(1) = 1006,169 (N)

Fa1(1) = Max (Fa1(1) , Fs1(1) ) = Fs1(1) = 380,52 (N)

5.7.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn.

5.8 Tính chọn kết cấu trục II

- Từ sơ đồ bố trí trục II và đường kính sơ bộ : dsb2 = 30 mm

- Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ trục II có kết cấu như sau:

 Tại tiết diện d21 =30mm, ta chọn then bằng:{b=8 mm h=7 mm

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là gang xám GX15-32

6.1.4 Kích thước các phần tử tạo nên hộp giảm tốc.

Chiều dày: Thân hộp δ

Nắp hộp δ1

δ= 0,03a+3= 0,03.100+3=6→ δ=6mm

δ1= 0,9.6= 0,9.6= 5,4→ δ1= 6mmGân tăng cứng:

-Chiều dày e

-Chiều cao h

-Độ dốc

e=(0,8÷1)δ=(0,8÷1).6=4,8÷6→ e=6mmh=5δ=5.6= 30mm

-Đường kính ngoài và tâm lỗ

vít D3, D2

-Bề rộng mặt ghép bulông

Trục 1: D3=115mm, D2=90mmTrục 2: D3=125mm, D2=100mm

K =E +R +(3÷5)=1,6d +1,3d+(3÷5)

-Giữa bánh răng với thành

6.2 Một số chi tiết khác.

6.2.1 Cửa thăm.

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và để đổ

dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm Dựa vào bàng 18.5 trang 92 tập 2, ta

chọn kích thước cửa thăm:

6.2.2 Nút thông hơi.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khi

bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thương

được lắp trên cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp Dựa vào bảng 18-6,

trang 93, tập 2, ta có kích thước của nút thông hơi

6.2.3 Nút tháo dầu

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất,

do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp phải có lỗ tháo dầu Lúc làm

việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 18.7 trang 93, tập 2, ta chọn

nút tháo dầu có kích thước như sau:

M30x

2