đồ án môn học chi tiết máy thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

nlv- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay.ut- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.. Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn

Mục lục

Trang A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I – Chọn động cơ 4

II- Phân phối tỷ số truyền 6

III- Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục 7

B- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh I- Chọn vật liệu bộ truyền bánh răng trụ 8

II- Xác định ứng xuất tiếp xúc mỏi cho phép 9

III- Xác định ứng xuất mỏi cho phép 9

IV- Xác định ứng xuất quá tải cho phép 10

VI- Xác định thông số bộ truyền 11

VII- Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc 12

VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít 13

IX- kiểm nghiệm quá tải 14

X- xác định các kích thước hình học của bộ truyền 14

C- Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm I- Chọn vật liệu 16

II- Xác định ứng xuất cho phép 17

III- Tính chọn một số thông số bộ truyền 19

IV- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 20

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23

V- Kiểm nghiệm quá tải 24

VII- Các thông số bộ truyền 25

VIII- Xác định lực trên bộ truyền bánh răng 27

D- Tính bộ truyền xích I- Chọn số răng đĩa xích 28

II- Xác định một số thông số bộ truyền 28

III- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn 30

IV- Tính các thông số bộ truyền 31

V- Tính kiểm về độ bền tiếp xúc 32

VI- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền xích 32

E- Tính trục I- Chọn vật liệu trục 34

II- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối 34

III- Xác định trục về độ bền mỏi 43

V- Kiểm nghiệm chính xác đường kính trục 37

IV- Kiểm nghiệm độ cứng của trục 51

VI- Tính chọn then 52

VII- Tính chọn ổ 55

VIII- Tính chọn khớp nối 61

G- Kết cấu vỏ hộp 61

H- Tính chọn dầu và mỡ bôi trơn 67

K- Xác định và chọn các kiểu lắp 69

M- Phương pháp lắp ráp các chi tiết trên hộp 71

J- Tính nhiệt 73

A CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I- Chọn động cơ.

1-xác định công suất động cơ p

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau:

Pct=

P t

η Trong đó : Pct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw]

Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw]

 - Hiệu suất truyền động

+/ Ta có :

 = ôl4 2

BR x

Trong đó : ôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

BR- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

x - Hiệu suất của bộ truyền xích

Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,nó được thống kê ở bảng sau

Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán Pt ,

mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ vàtính chất tải trọng

tlv = t1 +t2 =1+2,5= 3,5(giờ)- thời gian làm việc.

t0-thời gian nghỉ ; tck – thời gian chu kỳ

nlv- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay.

ut- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động

Đối với hệ thống băng tải ta có :

nlv=

60.1000.V

π D =60000.0,85 3,14.340 = 47,77 [v/ph].

Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s]

D- Đường kính tang quay [mm]

Với sơ đồ đề bài ra thì tỉ số truyền của toàn hệ thống :

Ut=Uh.Ux.

Uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

Ux : tỉ số truyền của bộ truyền xích;

Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn được Uh=14,Ux=2.1 Vậy nsb=nlv..Ut= 47,77.2,1 = 1404,4 [v/ph].

nlv- Số vòng quay của trục tang

Với Uh= 14, tra bảng (3.1/43) ta được : u1=4,79 , u2=2,92;

III- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục

Việc thiết kế truyền động bánh răng được tiến hành qua các bước sau :

1.) Chọn vật liệu

2.) Xác định ứng suất cho phép

3.) Tính sơ bộ kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng

Trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng tới khả năng làm việc của bộ truyền ,rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,độ bền uốn ,độ quá tải.

4.) Xác định kích thước hình học của bộ truyền

II- xác định ứng suất cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác định theo công thức sau

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

Ys- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập chung ứng suất

KxF- Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bềnuốn

KFc- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải vì bộ truyền quay một chiề nên:

K Fc = 1.

KHL,KFL-Hệ số tuổi thọ

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

0 Hlim- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

0 Flim- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z R Z v K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1, do đó công thức ứng

0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75.

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi loại thép

mH ,mF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn Do ta chọn

độ rắn mặt răng HB < 350 Mpa nên ta được mH = 6 , mF = 6

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên ta phải vậy nên NHE , được xác định theo công thức sau :

N HE =60.c ∑ ( T i

Tmax)3

.n i .t i Với T i , n i , t i ,lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay ,và tổng số giờ

làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét

c- Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Vì NHE2 > NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1.

 NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1= 1.

Như vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định được ứng suất cho phép

[H] =

σ0H lim K HL

S H

NFE2 > NFO nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1.

 NFE1 > NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KFL1 = 1.

Theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều, KFC = 0,7 ta có:

III-A TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 1- Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw.

Ta có :

a w1 =K a.(u1+1).3√ T I K Hβ

[σ H]2.u1.Ψ ba (1)Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra

bảng 6.5/1/ : Ka= 49,5 (răng thẳng).

u1- tỷ số truyền của cặp bánh răng , u1= 4,79 (xác định ở trên).

TI- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T I = 50903,858 (N.mm)

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phụ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và

Tra bảng 6.10a/1/ ta được: kx= 0,1183

Hệ số giảm đỉnh răng : y=

k x .z t

Tổng hệ số dịch chỉnh: xt=y+y=0,5+0,015= 0,515

Hệ số dich chỉnh bánh 1:

0 2.160

 tw= 21,195 0

3 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.33)/1/, ứng suất tiếp xúc:

H = ZM.ZH.Z.√2.T1 K H .(u1+1)

b w .u m .d w 12

(2)Trong đó : ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớptra bảng 6.5/1/ ta được : ZM= 274 MPa1/3

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

ZH=√2.cos β b /sin2α tw =√2.1/sin(2.21,1950) => ZH = 1,722

Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng  = 0 ta có:

T1- Momen xoắn trên trục bánh răng 1, T1 = 50903,858 (N.mm)

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp,

trị số của KHv tính theo công thức sau:

Với HB2 = 230 < 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; H= 0,006.

 H = 0,006 56 4,15 √160

4,79 = 8,2346 (m/s)

• KHv= 1 +

υ H .b w .d w1 2.T1 K Hα K Hβ= 1 +

8,2346.48.55,459 2.50903,858.1,138.1= 1,1892

• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1)/1/ với v= 4,2316 (m/s) < 5 (m/s) lấy Zv= 1

Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công răng đạt độ nhám Ra= 2,5 1,25 m => ZR= 0,95

Sự chênh lệch này bằng 4% nên đã thoả mãn yêu cầu

4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

K F- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/1/ được K F = 1,288 (sơ đồ 3)

KF- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, răng thảng nên KF = 1

KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo (6.46)/1/ :

21,959 48.55,459

2.50903,858.1,288.1 = 1,371

• KF = KF KF KFv = 1,288 1 1,371 = 1,7658 Y- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y =

1

ε α= 11,704 = 0,5868 (= 1,704 tính ở trên )

Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y = 1.

YF1,YF2 - Hệ số biến dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18/1/ với số răng tương đương :

zv1 = z1 = 22

zv2 = z2= 105

ta được: YF1 = 3,83

YF2 = 3,53Thay các giá trị vừa tính được vào (3) :

YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng, YR= 1.

Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất, với m

• thoả mãn điều kiện bền uốn

5- Kiểm nghiệm quá tải:

Theo (6.48):

H1max = H.√K qt

= 448,7 √ 1,4 = 530,9 (MPa) < [H] max = 1260 (MPa)

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại Fmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép Theo (6.49)/1/:

Fmax = F.Kqt

F1max = F1.Kqt = 60,7096 1,4 = 84,993 (MPa)

F2max = F2.Kqt = 55,954 1,4 = 78,3356 (MPa)

Vậy F1max < [F1]max = 464 (MPa)

F2max < [F2]max = 360 (MPa)

6 - Xác định các thông số bộ truyền:

Bảng 5Bảng thống kê các thông số

III-B TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

U2- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U 2 = 2,92 (tính ở trên).

TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T II = 234150,448(N.mm)

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị

trí của bánh răng đối với ổ và hệ số 1d

0 2.185 =0,9396.

=>  tw = 20 0

IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

H = ZM.ZH.Z.√2.T II K H .(U2+1)

b w .U2.d2w2 ≤

[H]

Trong đó : ZM- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

tra bảng 6.5/1/ ta được: Z M = 274 Mpa1/3

TII- Momen xoắn trên trục bánh răng 3: TII = 234150,448 (N.mm)

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH.KH.KHv

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/1/ với b d = 0,831

(tính ở trên ) tra được K H = 1,0531

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp, với răng thẳng K H =1.

KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv tínhtheo công thức sau

KHv= 1 +

V H .b w .d w 3 2.T II .K Hα .K Hβ

Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g0= 73.

Với HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp H= 0,006.

5,309.74.95,115 2.234150,448.1,0531= 1,0757

• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với v= 1,515 m/s <5 m/s lấy Zv= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn

cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám

• Sự chênh lệc này thảo mãn yêu cầu tiết kiệm vật liệu

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một trị số cho phép:

F1 =

2.T II .K F Y ε .Y β .Y F1

b w 2 .d w2 .m ≤ [F1]

Y- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y = 1.

YF1,YF2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ trang 109 với số răng tương đương Zv1= Z3 =38, Zv2= Z4=110

và hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 tra được Y F1 = 3,72 , Y F2 = 3,6

KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn

KF= KF KF KFv

K F- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98

được : K F = 1,2752

KF- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên: K F = 1.

KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

khi tính về uốn

KFv = 1 +

V F .b w .d w 2 2.T II .K Fβ K Fα

Với VF = F.g0.V.√a w

U

Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng

của sai số ăn khớp F = 0,016 ,

v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g = 73 (tra ở trên).

• Xác định ứng suất uốn trên bánh 4.

thường lấy Y R = 1.

Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng

suất lấy Y s =1,08-0,0695.ln2,5= 1,0163

KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ

bền uốn với da < 700 mm lấy K xF = 1.

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vược ứng suất suất cho phép

Hmax= H.√K qt¿ [H]max.

Hmax= H.√K qt= 430,66.√ 1,4= 509,563 [Mpa].

Vậy  Hmax = 506,66 < [ Hmax ]= 1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại Fmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép

Fmax = F.Kqt ¿ [F]max

F3max = F3.Kqt = 149,89.1,4 = 209,846 [Mpa].

F2max = F2.Kqt = 145,054.1,4 = 203,076 [Mpa].

Vậy F3max = 209,846 < [ F3 ] max = 360 [Mpa]

 F4max = 203,076 < [ F4 ] max = 464[Mpa].

Với Ux = 2,2 tra bảng 5.4/1/ trang 80 ta chọn được số răng đĩa xích nhỏ

là Z1 = 25 răng , do đó số răng đĩa xích lớn là :

Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng

đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ

theo dãy tiêu chuẩn n01 = 200 [v/ph]

K- Được tính từ các hệ số thành phần

K= k k k k K k

K0- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, giả sử

đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang

nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ được k 0 = 1.

Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử

khoảng cách trục a = (30 50).t, tra bảng 5.6/1/ được k a = 1.

Kđc- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đâychọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra

bảng 5.6/1/ được k đc = 1.

Kbtr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, ở đây môi trường làm việc

có bụi , chất lượng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ được K btr = 1,3.

Kđ- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải trọng

thay đổi nên tra bảng 5.6/1/ được k đ = 1,35.

Kc- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền

làm việc một ca, tra bảng 5.6/1/ được k c = 1.

Đồng thời theo bảng 5.8/1/ có t < tmax, cũng theo bảng 5.5/1/ với

t =38,1 mm ta tra đựơc đường kính chốt d c = 11,12 mm và chiều dài ống

III Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với

Kđ= Tmm/T = 1,4

S =

Q

k d .F t +F0+F v ≥[ s]

Trong đó : Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/1/ được Q = 127

F0- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

IV-Tính các thông số của bộ truyền xích.

1- Đường kính vòng chia đĩa xích d.

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/ được A=395 mm

E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [Mpa]

=>H1= 0,47.√k r1 ( F t K d +F vd ) E

A K d =0,47.√0,42(4331.1,3+7, 49).2,1.105

Với H1= 527,336 [Mpa] tra bảng 5.11/1/ ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt

độ rắn HB = 210, sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ]= 600 [Mpa]

để chế tạo đĩa xích nhỏ Tương tự H2 < [H ] (với cùng vật liệu và nhiệt luyệt)

VI- Xác định lực tác dụng lên trục.

Fr= Kx.Ft = 1,15.4331 = 4980,65 [N].

Trong đó: Ft- Lực vòng, Ft= 4087,5 [N] ( Xác định ở trên)

Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 lấy k x = 1,15

D- TÍNH TOÁN TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

I- Chọn vật liệu chế tạo trục

Vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 có độ cứng

HB230-280 ,và h= 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép  = (12 30) Mpa

II- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục

dK=

3

√ T k

0,2.[ τ ].Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k

[]- Mômen xoắn cho phép chọn [] = 20 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

1- xác định chiều rộng các may ơ.

+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên