Đồ án thiết kế bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp

Trong đồ án này em chỉ trình bày một đồ án môn học với những nội dung sau: -Tính toán chung -Thiết kế bộ truyền đai dẹt theo yêu cầu đồ án -Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở của sinh viên nghành kỹ thuật Tuy đã được học ở các môn như Cơ học máy, Chi tiết máy … nhưng phải đến đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí sinh viên mới có cái nhìn toàn diện

về thiết kế máy Bên cạnh đó, đồ án đã giúp sinh viên củng cố kiến thức đã học cũng như hoàn thiện những kỹ năng làm việc cơ bản ngay từ khi còn ngồi trên ghế nhà trường Lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, một lĩnh vực hoàn toàn khác đó chính là vận dụng của lý thuyết vào thực tế ở một mức độ nào đó Trong quá trình thiết kế, có những lúc tra cứu các tài liệu không thực sự chuẩn xác vì vậy không tránh khỏi những sai sót.

Trong đồ án này em chỉ trình bày một đồ án môn học với những nội dung sau:

-Tính toán chung

-Thiết kế bộ truyền đai dẹt theo yêu cầu đồ án

-Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc.

-Tính toán trục và kích thước của hộp giảm tốc

-Bôi trơn và các chi tiết khác

Các số liệu, hình vẽ được tham khảo từ tài liệu:

Em xin chân thành cảm ơn Thầy giáo hướng dẫn Nguyễn Thanh Tùng bộ môn Kỹ Thuật

Cơ Khí giúp đỡ em trong quá trình làm đồ án này.

Sinh viên:

Nguyễn Thành Trung

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1.Chọn động cơ điện

1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ

ct yc

P P



 Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác

Pyc : Công suất trên trục động cơ

P ct= F v

1000=

3500.1,6

1000 =5,6 kWHiệu suất của bộ truyền:

η=η ol3 η kn η d η br (1)

Tra bảng 2.3  

19 I ta có:

Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol= 0,99

Hiệu suất của bộ đai : η d=¿0,96

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : η br=¿0,97

Hiệu suất của khớp nối: kn 

1Thay số vào (1) ta có:

i ol kn d br

Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :

1.1.3.Chọn động cơ

Từ Pyc = 0,99kW ndc =1450v/ph

Tra bảng phụ lục ta có động cơ điện

Kiểu động cơ Pđc (KW) d(mm) dc( /v ph)

4A80B6Y3 7,5 38 1450

1.2.Phân phối tỉ số truyền

1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Theo tính toán ở trên ta có:

Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 1450(vg/ph)

Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là: i d=3,55

Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 5,6(KW)

Công suất trên trục II là :

0,99 LINK Excel S h eet 8 C :\\ Users \\ User \\ Desktop \\ CTM 2012\\ Ex CTM BRT XT xlsx S h eet 1! R 11 C 4¿ ¿ ¿MERGEFORMAT 0,97=5,83 kw

Công suất thực của động cơ là:

P đ c¿

= P I

η d η ol =

5,830,99.0,96=6,1 kW

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên trục I là :

Mômen xoắn trên trục II là :

Với thông số đầu vào:

N công suất trên trục dẫn : N3 = 5,6 ( kw)

n số vòng quay / phút trục dẫn :n2 = 102 ( v/p) Theo công thức (5.6).[2]:

Thì D1 = (1100 ¿ 1300 )

3 3 3

N n

= (418÷494) (mm)

Kiểm nghiệm vận tốc

V=

1 3.D n60.1000

Quy chuẩn theo bảng 5.1 (T81).[2] Ta chọn được:

1 2

nbd= (1- ξ )

1 3 2

D n

Với nct là số vòng quay của trục công tác

Vậy sai số Δnn nằm trong phạm vi cho phép (4÷5)% nên chọn D2 hợp lý

2.3 Định khoảng cách trục A và chiều dài L.

2.5 Định tiết diện đây đai ( δ ,b )

Để giảm ứng suất uốn chiều dày δ đai chọn theo

ct : hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng theo 5-7 (T 86) chọn ct =0,5

cα :hệ số xét ảnh hưởng góc ôm theo 5-6 (T 85) chọn c 0,96

Lấy sức căng ban đầu σ0 =1,8 N/mm2 theo trị số

1

4010

2.7.Tính lực căng ban đầu S 0 và lực căng trên trục.

Lực căng ban đầu (5.14).[2]:

Khoảng cách trục A(mm) 3040

Lực căng ban đầu S0 (N) 2700

Lực tác dụng lên trục R(N) 8044

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

0 lim

0 lim

[ ][ ]

Y Y K K S

lim1 1

2 70 2.190 70 450( )1,8 1,8.190 342( )

lim 2 1

2 70 2.180 70 430( )1,8 1,8.180 324( )

H F

H m HL

HE

F m FL

F

N K

N N K

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc Do bánh răng cóHB<350 => mH = 6 và mF = 6

NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suấtuốn:

2,4 6

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

0 lim1

1 0 lim 2

2 0 lim1

1 0 lim 2

1,1 342 [ ] 1.1 195, 43( )

1,75 324

H a

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 =1363116 (N.mm)

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 400,01 (MPa)

i– Tỷ số truyền: i = 4

,

ba bd

  – Hệ số chiều rộng vành răng:

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng

6.7[1]

98

B

với bd 0,75 và sơ đồ bốtrí là sơ đồ 6 ta được:

1,031,07

H

F

K K

1

2 cos 2.125.cos14

24, 26(i 1) 2(4 1)

a Z m



Z2= i.Z1= 4.24,26= 97,04 , lấy Z 2 98

Tỷ số truyền thực tế:

2 1

983,9225

t

Z i Z

0

2 25 98 ( )

250

PL

với:

 CCX= 9

 HB < 350

 Răng thẳng

 V =0,70(m/s)Nội suy tuyến tính ta được:

KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất

tiếp xúc, uốn: Tra bảng 6.14 1

H

F

K K

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

2 os 2 os9,64

1,74sin(2 ) sin(2.20,30 )

b H

Z – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ

b Kiểm nghiệm độ bền uốn

.[ ]

98

102,86cos cos 10, 26

v

v

Z Z

Z Z

1 2

53,12.3,60

49,03( ) [ ] 195, 43( ) 3,9

K K K

3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối

Thông số đầu vào:

4.1.1 Chọn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:

cf

t kn cf

T d



Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

Ta được các thông số khớp nối như sau:

Mô men cần truyền: T = TII = 524313,7(N.mm)

250( )32( )6

105( )

cf kn cf kn

34( ) 28( ) 14( )

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:

a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

 

0 0 3

2

- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy d (2 4) MPa;

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

 

0 0 3

2 2.1, 2.524313,7

1,39( ) 6.105.14.28

0 0

.0,1

2 2.524313,7

2720,69( )105

t o

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

b Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd = 355,40 (N)

0, 2

I sb

T d





, trong đó:

TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI =136311,6(N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc Ta :

chọn [τ] = 15 (MPa)

3 1

0, 2

II sb

T d





TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII =524313,7N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc Ta :chọn [τ] = 25 (MPa)

3 2

40( ) 50( )

4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng  

10.2 1 189

B

với:

1 2

40( ) 50( )

20( ) 23( )

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=5mm;

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

+Với d1sb = 40mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắp bánh răng: d12 =40 mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d11 = d13=35mm

-Tại tiết diện lắp khớp nối : d10 =30mm

Sơ đồ trục I

M t đ 23=√0,75 02=¿0

-Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.

d21=√3 M t đ 21

0,1.[σ]=

3

√128807,360,1.50 =39,53 mm-Tại tiết diện bánh răng:

d22=√3 M t đ 22

0,1.[σ]=

3

√138869,430,1.50 =49,28 mm-Tại tiết diện lắp ổ lăn:

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rãnh

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

a Tại tiết diện 2-2 (tiết diện lắp bánh răng)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm12= (0,8…0,9)50 = 45 mm chọn lt=45

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

=> thỏa mãn

b Tại tiết diện 2-0 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm10=(0,8…0,9)60 = 50 mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: σ b=600 MPa , σ−1=0,436.σb=0,436.600=261,6MPa

Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm.Ta có:

Tiết diện Đường

kính trục

2-0 30 8*7 4 2288,84 4938,21 0 14,46

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

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục II ta thấy các tiết diện nguy hiểm

là tiết diện lắp bánh răng 2-2 và tiết diện lắp ổ lăn 2-0.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo

độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

s=sσ sτ/ √ sσ2+ s2τ≥ [ s ]

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 2,5 3

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

Trong đó :-1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a, avà m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn sơ bộ kiểu lắp

76

M W

 

Ứng suất xoắn biên 2.

o a

x

M W

 

Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là :

1

s K

Tra phụ lục 2.12/264 với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 46305, có các thông số sau :

d = 35 mm ; D= 62 mm ; b= 17 mm ; r= 2 mm ;

C= 21,1 kN ; C0 =14,9 kN

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II

5.2.1.Chọn loại ổ lăn

a Phản lực hướng tâm lên các ổ là :

+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng

F r 0=√F x 102

+F2y 10

=√10882

+537,752=1154,21 N+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: Cd= Q.m√ L

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh= 7500 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.10-6 = 7500 267,44 60 10-6 = 120,35 (triệu vòng)

Q = 1213,69 N

Cd = 1213,69.3

√120,35=5992,24 N < C = 33,4 kNThoả mãn điều kiện tải động

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

0 0 r1 0 a1

Tra bảng 11.6 ta được

0 0

0,5

0, 47

X Y

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

6.1.2 Kết cấu nắp hộp

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

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.125 + 3 = 6,75(mm) Chọn δ = 8 (mm)

δ1 = 0,9.7 = 0,9.8 = 7,2 (mm) chọn  1 7Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8÷1)δ = 5,6÷ 7 mm Chọn e = 8 (mm)

h < 58 mm = 5. =5.7=35khoảng 20

d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,2÷12,8 mm chọn d2 =12(mm)

d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mm chọn d3 = 10(mm)

d2 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d4 = 8 (mm)

d2 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d2 = 6 (mm)Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Chiều rộng bích nắp và thân, K3

S3 = (1,4÷1,8)d3 = 14÷18 mm chọn S3 =16,5(mm)

S4 = (0,9÷1)S3 = 15,3÷17 mm chọn S4 = 16,5(mm)

K3 = K2 - (3÷5) = 38- (3÷5)= 34÷36 mm chọn K3 = 35 (mm)

K2 = E2+R2+(3÷5)=19+16+3=38 (mm)

E2 = 1,6d2 = 1,6.12=19,2(mm) chọn E2 = 19(mm)

R2 = 1,3d2 =1,3.12=15,6 (mm) chọn R2 = 16(mm)

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy

Δ ≥ (1÷1,2)δ = (1 1,2).7=(7÷8,4) chọn Δ = 8(mm)

Giữa mặt bên của các bánh răng với

Nhau

Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3 5).7=(21÷35) chọn Δ = 30(mm)

Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh

hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng 18.5 2

1

C

(mm)

K(mm)

R(mm)

Vít(mm)

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được lắp trên nắp

cửa thăm Tra bảng 18.6 2

6.2.6.Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ

6.2.7.Chốt định vị.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ cácchốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ

Thông số kĩ thuật của chốt định vị là

6.3 BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v12( / )m s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v = 2,05 m/s < 12 m/s

ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20 Centistic

6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp

Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên

ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ

Bảng thống kê dành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc

mỡ Thiết bị cần bôi trơn

Lượng dầu hoặc

mỡ

Thời giant hay dầuhoặc mỡDầu ôtô máy

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là H7/k6

vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụnày ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1].Tính toán thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí_Tập 1&2 (PGS.Trịnh Chất-Lê Uyển) [2].Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi tiết máy.(T.S Phạm Tuấn ).

[3].Dung sai lắp ghép.(T.S Ninh Đức Tốn).

[4].Chi tiết máy_Tập 1&2.(GS.TS.Nguyễn Trọng Hiệp).

MỤC LỤC

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1.Chọn động cơ điện………

1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ………

1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ………

1.1.3.Chọn động cơ………

1.2.Phân phối tỉ số truyền………

1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống………

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ………

1.3.Tính các thông số trên các trục………

1.3.1.Số vòng quay………

1.3.2.Công suất………

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục………

1.3.4Bảng thông số động học………

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1.chọn vật liệu bánh răng………

2.2.xác định ứng suất cho phép………

2.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục………

2.4.xác định thông số ăn khớp……….……….………

2.5.xác định các hệ số và thông số hình học……… …………

2.6.kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng……… ………

2.7.một vài thông số hình học của bánh răng………

2.8.Tổngkết các thông số của bộ truyền bánh răng………

PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG. 3.1.Chọn vật liệu bánh răng……….………

3.2.Xác định ứng suất cho phép………

3.3.Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức sau………

3.4.Xác định các thông số ăn khớp………

3.4.1 Xác định mô đun pháp………

3.4.2 Xác định số răng ……….…….….………

3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng………

3.5.Xác định các hệ số và một số thông số động học……… …………

3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng ………

3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc ………

3.6.1 Chiều rộng vành răng……… …

3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn……….

3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải ………

3.7.Một vài thông số hình học của cặp bánh răng……… ………

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

PHẦN 4 : CHỌN KHỚP NỐI & THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Chọn khớp nối 4.1.1.Chọn khớp nối ……….………

4.1.2.Chọn vật liệu ……… …

4.2.Tính trục ………

4.2.1Sơ đồ đặt lực ………

4.2.2.Chọn vật liệu chế tạo trục………

4.2.3.Xác định sơ bộ đường kính trục………

4.2.4Chọn sơ bộ ổ lăn………

4.2.5.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực………

4.2.6Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men ………

4.2.7.Tính mô men tổng tương đương………

4.2.8.Xác định đường kính các đoạn trục……… ………

4.2.9.Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then……….………

4.2.10.Kiểm nghiêm trục về độ bền mỏi……… ………