đồ án chi tiết máy về bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn loại đai và tiết diện đai Chọn loại đai thang : ta chọn thiết diện đai A 2... Các thông số cơ bản của bánh đai Chiều rộng của bánh đai ta có:... Tính toán thiết kế bộ truyền tro

Mục Lục

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

- Thông số đầu vào :

+ Lực kéo băng tải : F = 4495 ( N )

+ Vận tốc băng tải: v = 1,09 ( m/s)

+ Đường kính tang D = 435 (mm)

+ Thời gain phục vụ lh = 18000(giờ)

+ Số ca phục vụ : Số ca =3 ca

+ Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : β = 450

+ Đặc tính làm việc: êm

I Chọn Động Cơ

P lv =

=

= 1000

97 , 1 2325 1000

.v

F

4,58( KW ) ( kW) 1.2 Hiệu suất hệ dẫn động:

η = η3 ol.ηbr.ηđ ηknTrong đó : ηol là hiệu suất của ổ lăn

η br là hiệu suất của bộ truyền bánh răng

ηđ là hiệu suất của bộ truyền đai

ηkn là hiệu suất của khớp nối

Tra bảng B

[ ]119

3.2

ta có : ηol = 0,99; ηbr = 0,96; ηđ= 0,95; ηk = 1 ⇒

η = η3 ol.ηbr.ηđ ηkn = 0,96.(0,99) 3 0,95.1 = 0,8841.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pyc = η

lv P

=

181 , 5 884 0

58 , 4

=

(kw) 1.4 Số vòng quay trên trục công tác:

97 , 1 60000

60000

usb = uđ.ubr

Theo bảng B

[ ]121

4.2

ta chọn sơ bộ : + Tỉ số truyền đai: uđ = 3

+ Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng : ubr = 3,9

⇒

usb = 3.3,9 = 11,71.6 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

1.7 Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Vận tốc quay Vòng/ph út

η

dn T

Tmax

dn

k T T

Khối lượng

d

(mm )

5

II Phân Phối Tỉ Số Truyền :

2.1 Phân phối tỉ số truyền :

- Tỉ số truyền của hệ :

099 11 492 , 86

n

n u

- Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc : ubr = 3,9

- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài :

846 , 2 9

, 3

099 , 11

u

u u

Vậy ta có :

+ uch = 11,099

+ uđ = 2,846

2.2 Tính các thông số trên trục :

2.2.1 Tính công suất trên các trục :

- Công suất trên trục công tác : Pct = Plv = 4,58(kW)

- Công suất trên trục II :

I II

II ct

T đc

nđc

- Momen xoắn trên trục I :

9,55.10 9,55.10 4,867

137793,197( )337,316

- Thông số yêu cầu :

+ P = Pđc = 5,175 ( kW )+ T = Tđc = 51480,496 ( N.mm)+ n = nđc = 960 ( v/ph )

+ u = uđ = 2,846+ β = 45o

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Chọn loại đai thang :

ta chọn thiết diện đai A

2 Chọn đương kính hai bánh đai d 1 và d 2

• Chọn đường kính bánh đai nhỏ Chọn d1 theo tiêu chuẩn trong bảng B

4.21

63  1

ta chọn d1=160mmKiểm tra về vận tốc đai

với vmax = 25 m/s → thoả mãn điều kiện.đây là đai thang thường

• Chọn đường kính bánh đai lớn d2 là:

d2 =

( )

1 2,846.160

469, 443 (1 ) (1 0,03)

u d

mm

chọn đường kính tiêu chuẩn ta chọn d 2 = 450 mm

- Vậy tỉ số truyền thực tế:

2 1

450

2,899 (1 ) 160(1 0,03)

t

d u

2,846

t

u u u

tính chính xác khoảng cách a: a =

2 8 2 4

d 1

C C C C ] [P

K P z

α

=

Trong đó:

P : công suất trên trục bánh đai chủ động P=5,175 (kW)

[Po] : công suất cho phép (kW): Tra bảng B

4.19 62

[1] theo tiết diện đai A d1=160

P 2,34

l 1700

KW mm

Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

→ Cα = 1-0,0025(180- α1

) = 1-0,0025(180-146,932

o

) = 0,917Khi 150 180

với

2000

1,176 1700

theo Z’ =

5,175

2, 2 [ ]o 2,34

C C C

α

→ lấy z = 3

5 Các thông số cơ bản của bánh đai

Chiều rộng của bánh đai

ta có:

( ) ( ) ( ) ( )

0

12,5 15 10 3,3 38

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên truc

- Lực căng ban đầu F0 =

1

780 .

d v

P K

F

v C zα +

Bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng → Fv = 0( )N

Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng → Fv = qm.v2 ,trong đó:

qm – khối lượng 1(m) đai , tra bảng B

[ ]

4.22 164

với tiết diện đai A:

d v

6,791 243, 206

8, 042.0,92.3 + = NLực tác dụng lên trục bánh đai:

Fr = 2Fo Z sin

1 2

Đường kính bánh đai lớn d1 450 (mm)Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ d1 166,6 ( mm ) Đường kính đỉnh bánh đai lớn d1 456,6 ( mm )

Đường kính chân bánh đai lớn d1 444,1(mm)

II Tính toán thiết kế bộ truyền trong

Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Bánh Răng Trụ Nghiêng

- Thông số đầu vào :

1

6

, ta chọn :

- Vật liệu bánh lớn : Vật liệu nhóm I

+ Nhãn hiệu thép : Thép 45

+ Chế độ nhiệt luyện : thường hóa

- Vật liệu bánh nhỏ : Vật liệu nhóm I

+ Nhãn hiệu thép : Thép 45

+ Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

+ Độ rắn : HB = 192 ÷ 240, ta chọn HB1 = 200

+ Giới hạn bền :

σb1=750(MPa

σch1=450(MPa)

σFσ

HL

.KXH.Kv.Zr

.ZHS

0Hlim

σHσ

+

1XF

.KS

.YR

- S H;S F: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn : Tra bảng B

[ ]194

2.6

0 lim1 1,8. 1 1,8.200 360( )

0 lim 2 1,8. 2 1,8.180 324( )

1HE

HONHL

+

Fm

1FE

FONFL

• N HE; N FE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đuơng.

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

+ n: số vòng quay trong 1 phút

+ t: tổng số giờ làm việc của bánh răng

σH1 Z Z Kr v XH.KHL1 1.1 427,272 MPa

0σHlim2

σH2 Z Z Kr v XH.KHL2 1.1 390,909 MPa

0σFLim1

2Hσ

Hβ

.K1

T1

u.akw1

+ ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

Tra bảng B

[ ]196

5.6 → ka = 43 Mpa1/3+ T1: momen xoắn trên trục bánh chủ động : T1 = 137793,197( N.mm)

+ [ ]σH

- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ]σH

=409,091 (MPa)+ u – tỷ số truyền : ubr = 3,9

6.6

với bộ truyền không đối xứng, HB < 350 ta chọn ba

Tra bảng B

[ ]197

6.6

Tra bảng B

[ ]199

8.6

chọn m theo tiêu chuẩn : m = 32.4.2 Xác định số răng:

Chọn sơ bộ β = 140 => cosβ = 0,970296

Ta có

2.aw cosβ

2.190.0,9702961

2.5 Xác định các hệ số và một số thông số hình học:

- Tỷ số truyền thực : ut = 3,88

- Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng

13.6

với bánh răng trụ răng nghiêng v = 1,37( m/s ) ta được cấp chính xác bộ truyền : CCX = 9

- KHα và KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên đôi răng khi tính về

ứng suất tiếp xúc và uốn Tra bảng B

[ ]1107

14.6

theo v = 1,37 ( m/s ) CCX = 9

ta được KHα = 1,13 và KFα = 1,37

- kFv và kHv – Hệ số tải trọng trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất uốn và tiếp xúc KHv = 1,02 và kFv = 1,05

2.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

2.6.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

[ ]σH2

1w.dm.uw2.b

1)m.(uH

.K1

2.Tε.ZH

.ZM

ZH

+ ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

tra bảng B

[ ]196

5.6

→ ZM = 274MPa1/3+ ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:

2.(bw dw2.m)1

YF1 = 3,8 và YF2 = 3,6

Thay vào ta có:

2.T K Y Y Y1 F ε β F

2.137793,197.1,539.0,559.0,895.3,8 1

2.6.3 Kiểm nghiệm răng quá tải:

kqt – Hệ số quá tải :

2,21

TMax

Tqt

1 Cosβ 0,963m.Z2 1,5.104

db2 283,957 ( mm )

CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

- Ta chọn khớp nối theo điều kiện sau :

1000( )63( )8( ô )160( )0

16.10b

với điều kiện Tkncf = 1000 ( N.m ) ta được :42( )

136( )3

18( )0

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:

1.2.1 Kiểm nghiệm theo điều kiện bền dập:

[ ]σđ3

.lcdo2.D

2.k.Tđ

Thỏa mãn điều kiện

1.2.2 Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt:

[ ]σu.Z

3cdo0,1.D

1

k.T.lu

2.T 2.510784,937 6384,812 N

FKN = 0,2.Ft = 0,2.6384,812= 1276,962 ( N )

1.4 Bảng thông số khớp nối:

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 1000( N.m )Đường kính lớn nhất có thể nối được ddncf 63 ( mm )

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 32 ( mm )Chiều dài đoạn congxon của chốt l1 42 ( mm )

II Tính Toán Thiết Kế Trục

2.1 Chọn vật liệu:

- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có

750(MPa)b

σ =

và ứng suất xoắn cho

phép là [ ] τ = ÷ 15 30(MPa)

2.2 Sơ đồ phân bố lực tác dụng:

- Lực tác dụng từ bộ truyền đai : Fđ = 1398,898 ( N )

- Lực tác dụng từ khớp nối : FKN = 1276,962( N )

- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nghiêng.

2.5 Xác định sơ bộ khoảng cách trục các gối đỡ và điểm đặt lực:

Hình 2.2 Sơ đồ tính khoảng cách hộp bánh răng trụ 1 cấp

- Tra bảng B

[ ]1189

2.10

với d1 = 40 (mm) và d2 = 45 (mm) Ta có chiều rộng ổ lăn trên các trục b01 = 23 (mm) và b02 = 25 (mm)

3.10

ta có k1 = 9 và k2 = 8

→ l13= 0,5.(lm13 + b01) + k1+ k2 = 0,5.(60 + 23)+9+8 = 58,5 (mm)

chọn l13 =61(mm)

3.10

3.10

ta có k3 = 15 và hn = 18

→ lc22= 0,5.(lm22 + b01)+k3+hn = 0,5.(63 + 25)+15 + 18 = 76,5 ( mm )

• l22 = - lc22 = - 76,5 ( mm )

2.6 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.6.1 Xác định trục I:

1 Xác định trị số chiều và lực từ chi tiết máy tác dụng trục:

Ft1 = Ft2 = 3539,103 (N)Fr1 = Fr2 = 1388,991 (N) Fa1 = Fa2 = 990,466 (N)

Fkn = 1276,962 (N)

Fđ = 1398,898 (N)

Trục 1 : Ta có chiều các lực như trên hình vẽ

- Lực tác dụng lên trục và các momen:

Phương trình cân băng theo phương Ox:

1.11 1 13 sin 12 0

B

ββ

1197,941 N122

R Ax+F t +F d β

−

= - 1197,941 + 3539,103.61 + 1398,898 = 3330,332 (N)

Phương trình cân băng theo phương Oy:

D C

2570,269 N122

Suy ra

2570,269 3539,103 1276,9622

l21

302,1311388,991.61 990,466

IV.vẽ biểu đồ mômen

2 Momen uốn tổng và momen tương đương và đường kính trục:

d j = 0,1[σ]

Với [σ]

tra bảng B

[ ]1195

5.10

ta có [σ]

= 50 (Mpa )Trục I

1.

- Chiều dài của then bánh răng 1: lt11=(0,8 ÷ 0,9).lm13= 0,8.60 = 48

- Chiều dài của then tại khớp :lt13=(0,8 ÷ 0,9).lm12= 0,8.52= 41,6

Vậy chọn lt11 = 48 ( mm ) và lt13 = 42 ( mm )

- Kiểm nghiệm độ bền của then

+ Điều kiện bền dập ( ) [ ]σd

1thtd.l

2.Td

Với [ ]σd

ứng suất cho phép, tra bảng B

[ ]1178

5.9 có [ ]σd

td.l

2.Tc

Với [ ]τc

ứng suất cho phép [ ]τc

= 60 ÷ 90 Mpa2.T11 2.137793,197

2.7.2 Tính chọn then trục II:

Đối với trục I ta có các tiết diện cần lắp then là 2.0 và 2.2

- Theo bảng B

[ ]1173

1

- Kiểm nghiệm độ bền của then

+ Điều kiện bền dập ( ) [ ]σd

1thtd.l

2.Td

Với [ ]σd

ứng suất cho phép, tra bảng B

[ ]1178

5.9 có [ ]σd

= 150 Mpa

2,0

2,0 2,0

td.l

2.Tc

Với [ ]τc

ứng suất cho phép [ ]c

= 60 ÷ 90 Mpa

2,0 2,0

2 σ s

τ s σ

.τ τ β.ε

τ

τ τ

s

; m σ σ ψ a

.σ σ β.ε

σ

σ σ

s

+

−

= +

−

=

Thép 45 có

σp =600(MPa)σ

M

01

1 max =

σ

Do trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

τmin = τaj = τmax / 2 = T1 / (2.Woj )trong đó

Tiết diện Đường kính

[ ]1198

11.10

=

−+

=

1x

Kτ

ε τ

KyK

1τdjK

1x

Kσ

εσ

KyK

1σdjK

+ kx – hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng B

[ ]1197

8.10

Ta có : kx = 1,06

+ ky – hệ số tăng bền mặt trục không dùng các biện pháp ky = 1

++

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suât tiếp:

kτ τa ψ ττ m 2,019.6,408 0.6,408β.ετ

−

++

Vậy hệ số an toàn là :

Thỏa mãn điều kiện bền

CHƯƠNG IV : TÍNH Ổ LĂN

I Chọn Ổ Lăn Trục I

Do

990,466 0,7131388,991

b=T(mm )

r(mm )

r1(mm )

C( kN)

C0(kN)

1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

2 *Tính lực hướng tâm tác dụng lên các ổ :

*Tải trọng động qui ước

- Gối 0 : Theo (11.13) Ta có : Q10 = (X.V.Fr10+Y.Fa10)kt.kđ

kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ , k t=1

kđ : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Bảng 11.3 với tải trọng êm thì kđ =1Tacó i : Là số dãy con lăn , một dãy i = 1

V : Hệ số kể đến vòng nào quay Khi vòng trong quay V=1

0,323 0,363 12 1.4207,499

=>

1 0

X Y

12m

kN < C = 33,4

⇒ Khả năng tải động được đảm bảo

b/Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh :

-Theo công thức kiểm nghiệm (11.18): Qt ≤ Co

-Tra bảng 10.6 ⇒ Xo=0,5 ; Yo= 0,47

+Gối 0 :

Qt = X0.Fr10 + Y0.Fa10 = 0,5 1213,422 + 0,47 284,196 = 740,283 N < C0=25,2 KN+Gối 1

Qt = X0.Fr12 + Y0.Fa12 = 0,5 4207,499 + 0,47 1358,072 = 2742,043 N

Qt= 1574,64 N < C0 = 12,2kN

Khả năng tải tĩnh trên hai ổ được đảm bảo

1.2.1 Chọn ổ lăn cho trục II:

- Ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn với d21 = d23 = 50 ( mm )

D(mm)

b=T(mm )

r(mm )

r1(mm )

C( kN)

C0(kN)

Vì trục II ta chọn sơ bộ theo đường kính trục Nên ở đây ta không kiểm trakhả năng tải của trục

CHƯƠNG V : TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU BÔI TRƠN LẮP GHÉP

I Tính Và Lựa Chọn Kết Cấu Các Chi Tiết

Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu :GX 15-32Bảng 5.1 Quan hệ kích thước của các phần tử tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày : Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ=0,03.190+3=0,03.190+3=8,7 mmchọn δ=9 mm

δ1= 0,9 δ = 0,9.9= 8,1 chọn δ1= 8 mmGân tăng cứng: Chiều dày,e

Chiều cao, h

Độ dốc

e=(0,8 ÷ 1) δ= 7,2 ÷ 9 , chọn e = 8mm

h < 58 chọn h = 28 mmkhoảng 20

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp và thân, K3

S3=(1,4 ÷ 1,8)d3, chọn S3=20 mmS4= (0,9 ÷ 1) S3= 20 mm

K3 ≈ K2-(3 ÷ 5) = 38 mmKích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rộng mặt ghép bulông cạch ổ,

E2 ≈ 1,6.d2=22,4mm, R2=1,3d2=18,6mm

h Є tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần

Giữa bánh răng với thành trong

Số lượng bulông nền Z Z = 4

1.2 Kết cấu liên quan:

1.2.4 Nút thông hơi:

Chọn theo bảng B

[ ]293

15

45

36

32

3632

1.2.5 Nút tháo dầu:

Chọn theo bảng B

[ ]293

1.2.6 Kiểm tra mức dầu:

Kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu

II Bôi trơn và điều chỉnh lắp ghép:

2.1 Bôi trơn:

Để giảm mất mát công suất và ma sát, giảm ma sát mòn chi tiết đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục trong chi tiết máy

2.1.1 Bôi trơn bánh răng:

Vận tốc bánh răng v = 8,042 ( m/s ) < 12 m/s nên ta chọn phương phán bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyển bánh

+ Từ bảng B

[ ]2100

13

18−

theo độ nhớt ta chọn được dầu dùng cho hộp giảm tốc là : Dầu công nghiệp 50

2.1.2 Bôi trơn ổ lăn:

- vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp v = 8,042 m/s, nên không dùng phương pháp bắn tóe đêt hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ được : chọn phương pháp bôi trơn bằng mỡ

- Tra bảng B

[ ]245

15

15− a

với ổ bi đỡ chặn 1 dãy, t0 lv = 60 ÷ 100 0C chọn mỡ bôi trơn là LGMT2 thích hợp cho ổ cỡ nhỏ và trung bình

Φ30 6

8

k F

+53+20

Φ45 6

8

k F

+53+20+15

+2

+15+2

+21+0

Φ52 6

7

k H

+25+0+15

+2

+15+2Bạc - trục

Φ30 6

8

k F

+53+20

Φ45 6

8

k F

+53+20+15

+2

+15+2

+ 0

+ 0Nắp – vỏ hộp

Φ80 11

7

d H

+25+0

Φ90 11

7

d H

+30+0-80

1.Trịnh Chất, Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 Nhà xuất

bản Khoa Học & Kỹ Thuật.Hà Nội 2007

2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 Nhà xuất

bản Khoa Học & Kỹ Thuật.Hà Nội 2007

3. Nguyễn Trọng Hiệp Chi tiết máy, tập 1,2 Nhà xuất bản Giáo Dục.Hà nội 2006

4. Ninh Đức Tốn Dung sai lắp ghép Nhà xuất bản Giáo Dục Hà nội 2004