đồ án cơ sở thiết kế máy răng côn răng thẳng

Xác định công suất cần thiết Công suất làm việc của động cơ: Công suất tương đương của động cơ: Trong đó : được tính theo công thức ;  Công suất cần thiết của động cơ: Trong đó : hiệu

Phần I : Tính Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền

1 Xác định công suất cần thiết

Công suất làm việc của động cơ:

Công suất tương đương của động cơ:

Trong đó : được tính theo công thức

;



Công suất cần thiết của động cơ:

Trong đó : hiệu suất của các bộ truyền (hộp)

Tra Bảng 2.3 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 trang 19 ta có:

- : hiệu suất của khớp nối = 0.96

- : hiệu suất bộ truyền đai = 0,95

- : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ = 0,96

- : hiệu suất của 1 cặp ổ lăn = 0,99

3 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Điều kiện chọn động cơ :

Tra bảng P 1.2 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta chọn động cơ :K160-S4 có :

 Phân phối tỉ số truyền

Chọn



4 Tính toán các thông số khác

- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ đai

, ;

2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai

D1=(5,2…6,4) 3T dc=(5,2…6,4).=171…210

theo dãy tiêu chuẩn chọn

- kiểm nghiệm vận tốc bánh đai:

nhỏ hơn vận tốc đai cho phép

Dựa vào bảng 4,14 tài liệu 1 và số liệu UD=2,8 =>=1

d2=500=>chiều dài sơ bộ khoảng cách trục a :

aab=1.d2=1.500=500 => vậy asb=500

 Chiều dài đai sơ bộ l

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I] chọn

Theo công thức 4.15 tài liệu [I]

 Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài liệu [I]

Trong đó:

 Góc ôm xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I] với điều kiện

Góc thỏa mãn điều kiện

2.1.3 Xác định số đai

Số đai z được tính theo công thức 4.16 tài liệu [I]

Trong đó:

- công suất trên bánh đai chủ động

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]

công suất cho phép

- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]

hệ số tải trọng tĩnh (làm việc 1ca)

- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm ,theo bảng 4.15 tài liệu [I] ,lấy

- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]

hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]

hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

- Tra bảng 4.18 tài liệu [I]

hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải

trọng cho các dây đai

Chọn số đai <6 (thỏa mãn)

- Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]Tra bảng 4.21 tài liệu [I]

 Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I] với h0=4,2

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]

Trong đó:

lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]

Trong đó:

Tra bảng 4.22 tài liệu [I]

khối lượng 1m chiều dài đai

vận tốc vòng đai

công suất trên trục bánh đai chủ động

Vậy lực căng ban đầu

 Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

stt Thông số bộ truyền Kí hiệu Giá trị Đơn vị

2.2 Thiết kế bộ truyền xích

2.2.1 Chọn loại xích

- Chọn xích ống con lăn hay gọi tắt là xích con lăn có độ bền mòn cao hơn xíchống, chế tạo đơn giản không phức tạp bằng xích răng, giá thành hạ do đó xích conlăn được sử dụng rộng dãi

- Do bộ truyền không lớn nên ta chọn loại xích này

2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích

Theo công thức 5.3 tài liệu [I]

Trog đó:

công suất tính toán kw

công suất cần thiết kw

công suất cho phép kw

Theo công thức 5.4 tài liệu [I]

Tra bảng 5.6 tài liệu [I]

hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

hệ số kể đến khoảng cách trục và chiề dài xích

=1

hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn

môi trường làm việc có bụi,bẩn

Số lần va đập của xích trong 1 giây tính theo công thức 5.14 tài liệu [I]

Trong đó : số lần va đập cho phép trong 1 giây

Tra bảng 5.9 tài liệu [I]

q là khối lượng một m xích (m là dãy xích ở đây m = 1)

tra bảng 5.2 tài liệu [I]

Vậy

lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra N

Theo công thức 5.16 tài liệu [I]

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức 5.18 tài liệu [I]

Trong đó:

ứng suất tiếp xúc cho phép MPa

lực vòng N

lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1)

Theo công thức 5.19 tài liệu [I]

hệ số tải trọng phân bố không đều

xích một dãy

hệ số tải trọng ,25

2 do

E môđun đàn hồi MPa

môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích

Lấy MPa

A diện tích chiếu bề mặt bản lền

Tra bảng 5.12 tài liệu [I]

2.2.2.6 Xác định lực tác dụng lên trục lực căng trên bánh xích chủ động F1 và bị động F2

trong thực tế tính toán có thể bỏ qua nên

Vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức

Trong đó:

hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích

Khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn

PHẦN III : thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

Bánh nhỏ : Chọn vật liệu là thép 45X tôi cải thiện sau khi gia công có các thông

số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép 45X tôi cải thiện sau khi gia công có các thông

số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

bền b, MPa

Giới hạn chảy ch, MPa

Độ rắn HB

Bánh răng

1

Thép 45X tôi cải thiện

Bánh răng

2

Thép 45X tôi cải thiện

Trong đó:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức

(6.1) và (6.2) trở thành:

[H] = Theo (6.1a) [I]

[F] = Theo (6.2a) [I]

Trong đó:

 và  lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn chophép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6 2 - tr 94 - tài liệu [I], với thép 45Xtôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:

= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;

 = 1,8HB ; SF = 1,75 ;

Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c Theo (6.7) [I]

NFE = 60.c Theo (6.8) [I]

Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng đang xét ở chế độ i;

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét;

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét;=24000 giờ

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

c = 1; n1 =621,4vòng/phút ;

với bánh răng lớn (bánh răng 2):

c = 1; n2 = 177,5 vòng/phút

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

3.2.1 xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài de1

H d

T K K

K K u







KR = 0,5 Kd hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Kd = 100MPa1/3 với bánh răng côn răng thẳng

T1 mô men xoắn trên trục chủ động

[σH] ứng suất tiếp xúc cho phép

+Đường kính chia ngoài

+đường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1.cos = 90 + 2.3,99.cos15°56’=97,6 mm

dae2 = de2 + 2.hae2 cos = 315+ 2.2,01.cos74°4’= 316,1 mm

- Chiều dày răng ngoài:

θf1 = arc tg hfe1 /Re = arc tg 2,61/ 163,8= 0,9o

θf2 = arc tg hfe2 /Re = arc tg 4,59 / 163,8 = 1,60

- Góc côn đỉnh:

δa1 = δ1 + θf2 = 15,90 + 1,60 = 17,50

ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5 trang 96 suy ra ZM = 274 MPa1/3

KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp dôi răng đồng thời

ăn khớp Đối với răng côn răng thẳng KHα = 1

KHv hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHv =1 + υH.b.dm1/(2.T1 KHβ .KHα )

3.2.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

theo CT 6.65 và 6.66(I) trang 116 ta có :

= 2.T1.KF YF1/(0,85.b.mnm.dm1) ≤ [ ]

= YF2 / YF1 ≤ []

Trong đó :

T1 momem trên bánh chủ động: T1 = 93901,67 Nmm

b chiều rộng vành răng: b = 41,5 mm

mnm = mtm=2,62 ( do là bánh răng côn răng thẳng)

dm1 đường kính trung bình của bánh chủ động dm1 = 78,6 mm

YF1 , YF2 là hệ số dạng răng

KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF =

KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

Tra bảng 6.21 (I) trang113 ta có =1,25

là hệ số kể để sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp đối với bánh răng côn răng thẳng = 1

= 2.93901,67.1,63.0,57.1.3,54/(0,85.41,5.2,62.78,6) = 85,03 MPa <[ ]

Theo CT 6.66(I) : = YF2/YF1 = (85,03.3,65)/3,54 =87,67 MPa <[ ]Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo CT 6.48 trang 110 với Kqt=1,3 ta có

= = 493,3 = 562,4 MPa []max = 1624 MPa

Theo 6.49 (I) trang 110 :

= Kqt = 85,03.1,3 = 110,5 MPa []max = 464 MPa

= Kqt = 87,67.1,3 = 113,97 MPa []max = 400 MPa

Như vậy độ bền về quá tải của răng được đảm bảo

THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

9 Đường kính răng ngoài (mm)

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứngsuất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 tôi cải thiện có cơ tính như sau:

Đường kính trục thứ k trong hộp giảm tốc chỉ xác định bằng momen được tính theo công thức 10.9 [I] :

Trong đó:

- Ti - mô men xoắn của trục thứ i;

-[τ] : ứng suất xoắn cho phép, với vật liệu trục là thép 45

[τ]= (15 30) Mpa

ta chọn [τ] suất xoắn cho phép với vật liệu là thép, Mpa với vật liệu thép

45 [τ]= (15 30) Mpa , ta chọn [τ]1 = 20 Mpa , [τ]2 = 25 Mpa

= = 28,6 mm Vậy ta lấy theo tiêu chuẩn bảng 10.2 [I]

= = 39,68 mm Vậy ta lấy theo tiêu chuẩn bảng 10.2 [I]

Từ đó ta có kết quả như sau:

Dựa vào đường kính sơ bộ trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng bề rộng của ổ lăn theo bảng 10.2 [I] như sau:

 ta có: b01=19 mm

 ta có: b02=23 mm

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

A.xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền

Chiều dài mayơ bánh đai ,đĩa xích,mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức Theo CT 10.10 [I]:

Lm (1,2… 1,5)d

Chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là:

Lm12= (1,2 1,5).30 = ( 36…45) mm

= >chọn Lm12= 40 (mm)Chiều dài moay ơ của xích là:

Lm23 = (1,2 1,5).40 = ( 48…60) mm

= > chọn Lm23 = 55 (mm)Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức 10.12 [I] :

lmik = (1,2…1,4)dik

Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn

Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ:

lm13 = (1,2…1,4) 30 = (36 … 42) mm; lấy lm13 = 40mm;

lm22 = (1,2…1,4) 40 = (48…56) mm; lấy lm22 = 50 mm;

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [I] :

khoảng cách giữa các chi tiết quay

B.Xác định chiều dài của các đoạn trục:

Theo bảng 10.4 [I] với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn và hình 10.10 [I]:

= 78,6+19.+ 10+0,5.23 + 10 = 115,31 mm

l21 = l23 + – b13 = 115,31 + 55 +10 + 10 + 0,5.23 – 19

= 196,59 mm

l22= 0,5( lm22 + b02) +k3 +hn

= 0,5( 50 + 23) +10+20 = 66,5 mm

z y

Do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc  = 30o do đó lực

FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực: FR = 3093,27 N

Fdx = FRsin = 3093,27 Sin300 = 3093,27 (N)

Fdy = FRcos = 3093,27 Cos300 = 2678,85 (N)

Tính phản lực tại các gối đỡ (0) và (1):

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ (0) và (1) theo hai phương x và

y như hình vẽ Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y:

Do Fa1 quay xung quanh trục ox nên gây ra một mô men:

Ma1 = = 238,34 = 9366,76 Nmm

4.2.3.1.Tính đường kính của trục tại các tiết diện:

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có = 30 (mm), vật liệu chế tạo trục

I là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 750 MPa; theo bảng 10 5 [1], ta có trị số của ứngsuất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo CT 10.17[I]

di = Trong đó: [] là ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục

Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt,

Theo CT10.15[I]; CT10.16[I] ta có:

Mi=

Mtd = Trong đó: Myi ; Mxi mô men uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện i  Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm (2) - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn Mx2= My2 = 0

- Mô men xoắn Mz2 = TI = 93901,67 (N.mm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt (2):

Mtđ2 = =81321,23 (N.mm)

- Kích thước của trục tại mặt cắt (2):

d 2 == 23,45 (mm); Chọn d2 = 24 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm (0) - điểm có lắp ổ lăn:

- Mô men uốn Mx0 = Fdx.l12 = 1546,63.59,5=92024,48(N.mm);

- Mô men uốn My0 = Fdy.l12 = 2678,85.59,5=159391,57 (N.mm);

- Mô men xoắn Mz0 = TI = 93901,67 (N.mm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt (0):

M0 = = = 184049,38 (N.mm) Mtđ0= = = 201214,6 (N.mm)

- Kích thước của trục tại mặt cắt (0):

d0 = = = 30,95 (mm) ta chọn d0= 30mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm (1) - điểm có ở lăn :

- Mô men uốn My1 = Ft1.(l13-l11)

= 2389,35.( 131,22-80)

= 122382,50N.mm)

- Momen uốn : Mx1 = Fr1 (l13 – l11) -

= 836,38.(131,22 - 80) – 238,34 =33472,62 Nmm

- Mô men xoắn Mz1 = TI =93901,67 (N.mm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt (1):

Mtđ1 = = =150701,8 (N.mm)

- Kích thước của trục tại mặt cắt (1):

d1 == =28,81 (mm); chọn d1 = 30mm

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí (3) lắp bánh răng côn:

- Mô men uốn My3 = Ma1 = 9366,76 (Nmm)

- Mô men xoắn Mz3 = TI =93901,67 (Nmm)

- Mô men tương đương trên mặt cắt (3):

Mtđ3 = = =81858,89 (N.mm)Kích thước của trục tại mặt cắt (3):

d3== = 23,5 (mm); chọn d3 = 24 mm

Vẽ biểu đồ mômen:

4.2.3.2.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

- Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17 [I], ta chưa xét tới các

ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độbền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu

- Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại

các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây theo công thức 10.19 [I]:

sj = ≥ [s]

Trong đó :

[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2,5

sj , sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêngứng suất tiếp tại mặt cắt j

sj =     



mj aj dj

- aj, aj, mj, mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, theo CT 10.23 [I]:

Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn (0) và (1)

4.2.3.3.Kiểm nghiệm cho mặt cắt (3):phần lắp bánh răng

Theo công thức 10.15 [I], ta có:

M3 = = = 9366,76(Nmm)

Theo CT bảng 10.6[I] tính momen chống uốn và chống xoắn cho mặt cắt 3

W3 = = = 1089,81 (mm3)Trong đó:

b là chiều rộng rãnh then bằng: b= 8mm (tra bảng 9.1a)

t1 là chiều sâu của rãnh then:t1= 4 mm ( tra bảng 9.1a)

 = 0 ; a3 = = = 8,59 (N/