Đồ án bánh răng trụ nhiêng

MỤC LỤC Ch¬ương 1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1. Chọn động cơ 4 1.2. Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ 6 Chư¬ơng 2. Bộ truyền trong hộp hộp (bộ truyền trục vít) 2.1. Chọn vật liệu 8 2.2. Xác định ứng suất cho phép 8 2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 9 2.4. Kiểm nghiệm răng bánh vít 10 2.5. Kích th¬ước hình học của bộ truyền 12 2.6. Tính toán nhiệt truyền trong truyền động trục vít 12 Ch¬ương 3. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích) 3.1. Chọn loại xích và số răng đĩa xích 14 3.2. Xác định các thông số của bộ truyền xích 14 3.3. Kiểm nghiệm về độ bền xích 16 3.4. Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 17 Ch¬ương 4. Tính toán và lựa chọn kết cấu trục 4.1. Chọn vật liệu 18 4.2. Tính sơ bộ trục 18 4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối và điểm đặt lực 18 4.4. Tải trọng tác dụng lên trục 20 4.5. Xác định đ¬ường kính các đoạn trục và kết cấu trục 22 4.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 25 4.7. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 27 Ch¬ương 5. Tính toán và chọn ổ lăn 5.1. Chọn ổ lăn 28 5.2. Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục vít 30 5.3. Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục lắp bánh vít 32 Ch¬ương 6. Tính toán và chọn các chi tiết khác của hộp giảm tốc 6.1. Các phần tử cấu tạo của hộp giảm tốc 33 6.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 33 6.3. Dung sai và kiểu lắp 34 Tài liệu tham khảo 35

Đồ án

Chi Tiết Máy Thiết Kế Hộp Giảm Tốc 1 Cấp

Trụ Nghiêng

Chơng 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1 Chọn động cơ:

Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện đợc sử dụnghết sức phổ biến Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuynhiên do có nhiều u điểm so với các loại động cơ điện khác(kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tincậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắnmạch đợc sử dụng phổ biến hơn cả Quá trình tính toán và lựachọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thực hiện thông qua các bớc tínhtoán về:

+ : là hiệu suất truyền động

Giá trị của đợc xác định theo công thức (2.9) [1] :

Với là hiệu suất truyền động của các bộ truyền, các cặp ổ trong hệ thống dẫn động

Căn cứ, vào sơ đồ kết cấu bộ truyền và giá trị hiệu suấtcủa các loại bộ

+ tỷ số truyền của hộp truyền bánh răng uh=ubr=4

Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động 2.15 [1] :

Từ các giá trị nlv và ut ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=ut.nlv= 65.12 = 780 ( v/p)

Vậy ta có thể chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb =

1000 v/p

Căn cứ vào giá trị Pct, ndb của ĐC đã đợc xác định ở trên, có xét

đến điều kiện:

Từ giá trị thực của số vòng quay động cơ ta có thể tính

đợc chính xác tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống:

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là ux= 3 vậy tỉ sốtruyền thực tế của bộ truyền bánh răng là:

1.2 Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ:

-Số vòng quay trên trục 1:

(v/p) -Số vòng quay trên trục 2

720 v/p -Số vòng quay trên trục 3:

v/p

Momen xoắn trên trục 1:

NmmMomen xoắn trên trục 2:

NmmMomen xoắn trên trục 3:

NmmMomen xoắn trên trục động cơ:

NmmCác giá trị momen xoắn, công suất, số vòng quay, tỉ sốtruyền đợc trình bày trong bảng 2 dới đây

Bảng 2 Công suất, tỉ số truyền, momen xoắn,

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải

thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 245.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải

thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

- ZV là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng

- ZL là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn

- KxH là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:

Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn

động cơ khí) ta công thức xác định SH vành sau: H lim= 2.HB + 70 ; SH=1,1

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO

- T:thời gian làm việc

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy ta đợc :

NHE1=NFE1=60.1.720.20000=8,64.108

NHF2=NFE1=60.1.180.20000=2,102.108

Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra : KHL1=1

NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1 Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

- a = bW/aW = 0,3 lµ hÖ sè chiÒu réng b¸nh r¨ng (b¶ng 6.6)

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 495,4

(MPa)

Do H = ;

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,937 m/s < 2,5 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta

đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : KH = 1,13

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]

ZRZVKxH

Với v =1,77 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác

động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63 m Do đó ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa

Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc KF =1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,2

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác

định nh sau

[F1]= [F1].YS YxF.YR và [F2]= [F2].YS YxF YR

Với m = 1,25 mm  YS = 1,08 – 0,069.Ln(3)  1 Còn YR = 1 vàKxF = 1:

 [F1] = [F1].1.1.1 = 252 MPa

 [F2] = [F2].1.1.1 = 236,5 MPa

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uốn vì :

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định

nh sau:

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8

Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn

toàn đảm bảo đợc an toàn

- Đờng kính đáy răng : df1 = d1–2,5.m=47,05- 2,5.1,25 =43,9 (mm).

z1=19( răng)

z2=ux.z1=3.19=57( răng)

3.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích:

3.2.1 Xác định bớc xích p:

Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn củabản lề, chính vì vậy khi thiết kế căn cứ vào công suất truyền

P, chỉ tiêu làm việc của bộ truyền ta sẽ các định bớc xích pdựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theocông thức 5.3 [1]:

lấy a=989 mm

Để hạn bảo số lần va đập giữa các mắt xích răng đĩaxích, xích đợc kiểm nghiệm theo số lần va đập, công thức5.14 [1]:

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây làhoàn toàn đảm bảo

3.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích:

3.3.1 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tảikhi mở máy hoặc chịu tải trọng va đập trong quá trình làmviệc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số an toàn theo công thức5.15 [1]:

3.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợckiểm nghiệm theo công thức 5.18 [1]:

Nh vậy, việc chọn vật liệu làm đĩa xích bằng gang xám24-44, 28-48 có tôi ram là đủ đạt yêu cầu về độ bền của đĩaxích.

3.4 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

 [H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa.

Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Mà còn F2 = F1 YF2 / YF1

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.

động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc KF =1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,2

 KF = KF KF KFv = 1,37.1,2.1,016 = 1,67

-  = 1,77  Y = 1/ = 0,564

-  =10.590  Y = 1 - /140 = 0,924

Vậy ta có: (MPa)

 F2 = F1 YF2 / YF1 = 145,05.3,61/3,9 = 134,26 (MPa)

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác

định nh sau

[F1]= [F1].YS YxF.YR và [F2]= [F2].YS YxF YR

Với m = 1,25 mm  YS = 1,08 – 0,069.Ln(3)  1 Còn YR = 1 vàKxF = 1:

 [F1] = [F1].1.1.1 = 252 MPa

 [F2] = [F2].1.1.1 = 236,5 MPa

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định

nh sau:

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8

Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn

toàn đảm bảo đợc an toàn

df2 = d2 - 2,5.m=172,9-2,5.1,25

=169,77(mm)

Chơng 3: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp

(Bộ truyền xích)

3.1 Chọn loại xích và số răng đĩa xích:

3.1.1 Chọn loại xích:

Có 3 loại xích là: xích ống, xích ống con lăn và xích răng.Căn cứ vào các chỉ tiêu và thông số cần thiết đặt ra (tải trọngvừa phải, tốc độ nhỏ, tuổi thọ cao ) ta thấy rằng loại xíchthích hợp ở đây là xích ống con lăn Ưu điểm của xích ốngcon lăn là tuổi thọ cao hơn xích ống, chế tạo dễ hơn xíchrăng và thích hợp dùng trong các bộ truyền có tốc độ nhỏ

P, chỉ tiêu làm việc của bộ truyền ta sẽ các định bớc xích pdựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theocông thức 5.3 [1]:

vị trí của trục đợc điều chỉnh bằng đĩa căng hoặc con lăncăng xích

bộ truyền làm việc trong môi trờng có bụi, chất lợng bôi trơn

Để hạn bảo số lần va đập giữa các mắt xích răng đĩaxích, xích đợc kiểm nghiệm theo số lần va đập, công thức5.14 [1]:

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây làhoàn toàn đảm bảo

3.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích:

3.3.1 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tảikhi mở máy hoặc chịu tải trọng va đập trong quá trình làmviệc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số an toàn theo công thức5.15 [1]:

Trong đó:

3.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợckiểm nghiệm theo công thức 5.18 [1]:

3.4 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

(với r =0,5025.15,88+0,05=8,03)

3.4.2 Lực tác dụng lên trục:

Lực tác dụng lên trục đợc xác định theo công thức 5.20[1]:

NVới hệ số kể đến trọng lợng của xích, với trờng hợp bộ truyềnnằm ngang

l3=28mm h=1,5mm

III.5 Tính và chọn khớp nối:

III.5.1.chọn loại khớp nối:

chọn khớp nối trục vòng đàn hồi

D3 = 28 mm l2 = 32 mm nmax = 4600 v/ph

Theo bảng 16.10b ta có kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi :

do = 14 mm d1 = M10 D2 = 20 mm l = 62 mm l1 = 34 mm l2 = 15 mm l3 = 28 mm h = 15 mm

CHƯƠNG IV tính toán thiết kế trục

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1).

IV.2.Tính thiết kế trục.

1 Xác định sơ bộ đờng kính trục

Đờng kính trục sơ bộ đợc xác định theo công thức

(mm)

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

-đờng kính sơ bộ trục 1

d1 ==24(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d1 =25(mm)

-đờng kính sơ bộ trục 2

d2 ==31,73(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d2 =35(mm)

2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt

lực:

Tran bảng 10.2 ,từ đờng kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn=20(mm)

-Sử dụng các kí hiệu nh sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục klmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối đỡ

=66,5(mm) ,chọn lc23=67(mm)

l23=lc23+l21=90+67=157(mm)

l22=l13=45(mm)

3.Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục:

-Đối với trục I:

vị trí đăt lực của bánh 3 là r13< 0 vì nằm trên trục oz

trục 1 quay ngợc chiều kim đồng hồ ,nên Cq1=1

- bánh 3 là bánh chủ động ,nên Cb13=1.Từ đó ta xác định chiều của Fx13 và Fy13 nh hình vẽ và độ lớn:

Fx12=(0,2 0,3)Ft lấy Fx12 =0,25.Ft = 0,25.(2.T1/Do)=0,25

(2.41515,97/90)=231(N)

đối với trục II:

vị trí đặt lực bánh 2 là r12 > 0 vì nằm dới trục oz

truc 2 quay cùng chiều kim đồng hồ do đó Cq2 = -1

4 Mômen uốn tổng và mômen tơng đơng:

Tính momen uốn tổng Mki và momen tơng đơng Mtđki tạicác tiết diện i của các trục:

M10 = 16401 (Nmm) Mtđ10 = 39518 (Nmm)M11 = 0 (Nmm) Mtđ11 = 0 (Nmm)M12 = 0 (Nmm) Mtđ12 = 35953,9 (Nmm)M13 = 23048,64 (Nmm) Mtđ13 = 42707,4 (Nmm)M20 = 0 (Nmm) Mtđ20 = 0 (Nmm)M21 = 194490 (Nmm) Mtđ21 = 194490 (Nmm)M22 = 107550 (Nmm) Mtđ22 = 175189,2 (Nmm)M23 = 0 (Nmm) Mtđ23 = 159697,2 (Nmm)

Đờng kính tại các tiết diện và lấy theo tiêu chuẩn :

Đờng kính tính đợc Đờng kính chọn theo TCd10 = 18,44 mm d10 = 30 mm

5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

với trục có một rãnh then

W0j : Mômen xoắn

đối với tiết diện tròn

với trục có một rãnh then

+ Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa theo kết cấu trục và biểu đồ momen tơng ứng tathấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm

Trên trục I : tiết diện 10 – 12 – 13

Trên trục II : tiết diện 21 – 22 – 23

+ Chọn lắp ghép bằng then với thông số kích thớc theo bảng9.1 ta có :

Theo bảng 10.12 dùng dao phay ngón  hệ số tập trung

US tại rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa là K = 1,76

và K = 1,54

Tra bảng 10.10  hệ số kích thớc  và  ứng với đờngkính tiết diện nguy hiểm từ đó xác định đợc tỷ số K/ và

K/ tại rãnh then trên các tiết diện này

Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn b = 600 MPa

và đờng kính của tiết diện nguy hiểm tra đợc tỷ số K/ và

K/ do lắp căng tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá trịlớn hơn trong 2 giá trị của K/ để tính Kd và giá trị lớn hơntrong 2 giá trị của K/ để tính Kd

là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Giá trị , đợc xác định theo các công thức sau:

Trong quá trình làm việc then thờng phải chịu ứng suất dập

và ứng suất cắt, dẫn đến hỏng mối ghép then Chính vì vậy,sau khi xác định đợc các thông số của then ta cần kiểm

nghiệm then về độ bền dập và độ bền cắt theo các côngthức 9.1, 9.2 [1]:

Trong đó:

T là momen xoắn trên trục, Nmm

là ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then trong trờnghợp mayơ làm bằng thép chịu tải trọng va đập nhẹ

là ứng suất cắt cho phép đối với trờng hợp then làm bằng thépchịu tải trọng va đập nhẹ

7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc pháhỏng do quá tải đột ngột, cần tiến hành kiểm nghiệm trục về

Fat

Fr11

Fs1

Fs0

- Lực hớng tâm tác dụng lên ổ (o) và ổ (1):

dùng ổ đũa côn theo bảng P 2-11 chọn sơ bộ ổ7023,C=13,8kN ,Co=9,3kNgóc tiếp xúc  =11,83o

2.tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

-Theo bảng P11- 4 với ổ đũa đỡ chặn e=1,5tg=1,5tg11,83o=0,314

-Theo bảng P11-7 lực dọc trục do lực hớng tâm sinh ra trêncác ổ:

NN -Theo bảng 11-5 với sơ đồ bố trí ổ đũa chọn nh trên ta có:

=0,4.cotg 11,83o=1,91

X1=1Y1=0 -Theo 11-3 ta có:

Ntrong đó:

Kt:hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ ,Kt=1