full bộ đồ án cơ sở thiết kế bánh răng trụ 1 cấp

đồ án cơ sở thiết kết hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, gồm cả bản cad và toàn bộ bài thuyết minh về đồ án bánh răng trụ 1 cấp, file tài liệu sẽ hỗ trợ các bạn sinh viên tiết kiệm thời gian về vấn đề trình bày trên word và kèm theo là bản cad đã qua chỉnh sửa thông số để chuẩn với bản thuyết minh.

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ Vµ PH¢N PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

t i: thời gian của m«men thứ i

t ck : là thời gian 1 chu kỳ của động cơ

+ η là hiệu suất của toàn bộ hệ thống

Theo CT 2.9 [I]

η = η đ η br η3ol η x

Trong đã theo bảng 2.3[I]

η ol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn.

nlv =60000 v z p ;

Trong đã: v=0,45 m/s - vận tốc của xÝch tải

z=23 - số răng đĩa xÝch tải p=44,45 mm - bước xÝch tải

=> nlv = 60.1023.44,453.0,45 ¿ 26,41(v/p)

Trong đó :

usb = uđ.ubr.ux

uđ -Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai (đai thang)

Theo CT 2.19 và 2.6 [I] Ta phải chọn động cơ cã: { P đc ≥ P ct =3,66 MPa

Chọn theo bảng 2.4 tài liệu [I], chọn :

+ tỉ số truyền của bộ truyền b¸nh răng: ubr = 4

+ tỉ số truyền của bộ truyền đai là: uđ= 3,15

P II = η P tđ

x η ol2 = 3,07

0,93 0,99 2 = 3,37 (kW) Trục I:

P I = P II

η br .η ol = 0,97.0,993,37 = 3,51(kW) Trục động cơ:

n II = n I

u br = 450,794 =112,70 (v/p) Trục c«ng t¸c :

ụ c I:

T I = 9,55.10 6 P I

n I = 9,55.10 6 450,793,51 = 74359,46 (N.mm) Tr

Phần II - TÝnh to¸n thiết kế bộ truyền ngoài 2.1 TÝnh to¸n thiết kế bộ truyền đai thang

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

- C¸c th«ng số của động cơ và tỉ số truyền của bộ đai

n đc =1420 v ph , u d=3,15 ; P=3,69 kw

- Do kh«ng cã yªu cầu nào nªn ta chọn đai h×nh thang

thường loại A

- Tra bảng 4.13 tài liệu [I] ta chọn như sau:

Loại đai KÝch thước mặt cắt (mm) Diện tÝch

2.1.2 X¸c định c¸c th«ng số của bộ truyền đai

- Đường kÝnh b¸nh đai nhỏ d1 : theo d©y tiªu chuẩn chọn

Công thức 4.14 tài liệu [I]

0,55(d1+d2)+h≤ a≤2¿

Dựa vào tỉ số truyền u d=3,15và đường kÝnh d2=450 mm chọn chiều dài sơ bộ khoảng c¸ch trục a theo bảng 4.14 tài liệu [I]

a sb =d2=450 mm

- Chiều dài đai sơ bộ l

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]

Theo d·y tiªu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I] chọn l=1800 mm

- Số vòng chạy của đai

Theo công thức 4.15 tài liệu [I]

2.(d1+d2)=2 ( 140+450 )=1180mm

a=407,36 mm thỏa mãn điều kiện

- Góc ôm α1 xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I] với điều kiện

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

z= P1k đ

[P0]c α c l c u c z

Trong đó:

- P1=P đc =3,69kwcông suất trên bánh đai chủ động

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]

[P0]=2,20 kw công suất cho phép

- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]

k đ=1,25 hệ số tải trọng tĩnh (làm việc 1ca)

- c α hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,theo bảng 4.15 tài liệu [I] ,lấy

c α=0,88

- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]

c l=0,95 hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]

c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

- Tra bảng 4.18 tài liệu [I]

c z=0.95 hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải

trọng cho các dây đai

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]

F0=780 P1.k đ

v c α z +F v

Trong đó:

F v lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]

F v =q m v2=0,105 10,402=11,36 N

Trong đó:

Tra bảng 4.22 tài liệu [I]

q m =0,105 kg m khối lượng 1m chiều dài đai

v=10,40 m

svận tốc vòng đai

P1=3,69 kw công suất trên trục bánh đai chủ động

Vậy lực căng ban đầu

thông số bộ truyền đaiĐường kính bánh đai nhỏ d1

Chiều rộng của bánh đai B (mm) 50

Lực căng ban đầu F0 (N) 142,40

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 mòncao hơn xích ống, chế tạo đơn giản không phức tạp bằng xích răng,giá thành hạ do đó xích con lăn 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

P tcông suất tính toán kw

P công suất cần thiết kw

Theo công thức 5.4 tài liệu [I]

k=k0k a k đc k bt k đ k c

Tra bảng 5.6 tài liệu [I]

k o hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

k bt hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn

k bt=3 môi trường làm việc có bụi,bẩn

Theo bảng 5.5 tài liệu [I] n01=200 v/ ph chọn bộ truyền xích 1 dãy

có [P]=43,7 k w có p=44,45 mm thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu [I] p< p max

Lấy số mắt xích chẵn: x c=142

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [I]

) =1715,19 mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính cần phải giảm bớt 1 lượng

∆ a=0,003 a=0,003.1715,19=5,15 mm a=a¿−∆ a=1715,19−5,15=1710,76mm

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

i= z1n1

15 x ≤[i]

Trong đó : [i] 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] q=7,5kg

Vậy F v=7,5 1,92 2=27,65 N

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

Theo công thức 5.16 tài liệu [I]

2.2.2.5 Đường kính đĩa xích

- Đường kính vòng chia của đĩa xích xác định theo công thức 5.17 tài liệu [I]

d1= p sin π

z1

= 44,45 sin 180 23

=326,44 mm

Chọn d1=327 mm

d2= p sin π z

2

= 44,45 sin 18099 =1400,97 mm

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức 5.18 tài liệu [I]

σ =0,47√k r(F t k đ +F vđ)E

A k d ≤[σ H]

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

Theo công thức 5.19 tài liệu [I]

E môđun đàn hồi MPa

E1, E2 môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích

F2=F o +F vtrong thực tế tính toán có thể bỏ qua F v F o nên F1=F t

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

F r =k x F t

Trong đó:

k x hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích

Khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40 0

PHẦN III

3.1 Ch ọ n v ậ t li ệ u ch ế t ạ o b á nh r ă ng

Bánh nh ỏ : Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện sau khi gia công

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

Bánh l ớ n: Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện sau khi gia công

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

Tên Vật liệu Giới hạn

bền b, MPa

Giới hạn chảy

ch, MPa

Độ rắn HB

Bánh

răng 1

Thép 45 tôi cảithiện

850 580 245

Bánh

răng 2

Thép 45 tôi cảithiện

[F] =

σ0Flim

S F YR Ys KxF KFC KFL Theo (6.2) trang 91 [I]

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

[F] =

σ0Flim K FC K FL

S F Theo (6.2a) [I]

lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép

và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6 2

-tr 94 - tài liệu [I], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:

H

0lim

= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;

F

0lim

= 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:

0lim 2

= 1,8 HB2 = 1,8 235 = 423MPa ;

KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ;

KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ

và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức:

mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;

NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;

Với:

NHO = 30.H2,4HB Theo (6.5)[I]

 NHO1 = 30 2452,4 = 1,63 107

NHO2 = 30 2352,4 = 1,47 107

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.∑ (T i /Tmax)3n i t i Theo

(6.7) [I]

NFE = 60.c.∑ (T i /Tmax)m F n i t i 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;∑t i=22000 giờ

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

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

[H]2 =

σ0H¿ K HL 2

540.1 1,1 = 490,91 MPa;

Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho

phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [H]1 và [H]2

H= Min (H1;H2) = [H]2 = 490,91 MPa

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

1,15.[σ H]min = 1,15.490,91=564,55 MPa > [H] =490,91 MPa

* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

[H]max = 2,8ch Theo (6.13) [I] với bánh răng tôi cảithiện

[F]max = 0,8ch Theo (6.14) [I] với HB ≤ 350

 [H1]max = 2,8.580= 1624 Mpa;

[H2]max = 2,8 450 = 1260 Mpa;

[F1]max = 0,8 580 = 464 Mpa;

[F2]max = 0,8 450 = 360 Mpa

III.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn

III.2.1 xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài de1

Công thức thiết kế có dạng:

Re =

Hoặc

del =

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

K d=2K R suy ra KR =50 MPa1/3

KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn Tra bảng 6.21 trang 113 ta có KHβ phụ thuộc vào Kbe

Kbe hệ số chiều rộng vành răng

Kbe =b/Re =0,25 … 0,3

Chọn Kbe =0,25 vì u > 3

T1 mô men xoắn trên trục chủ động

[σH] ứng suất tiếp xúc cho phép

=

0,25.4 2−0,25 = 0,57

Tra bảng 6.21 chọn KHβ =1,13

Suy ra

Re=

Re=50.√4 2 +1 3

√ 74359,46.1,13 ( 1−0,25 ).0,25.4 490,912 =159,70 mm

+đường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1 = 81 + 2.4,08.cos13°2’=88,94 mm

dae2 = de2 + 2.hae2 cosδ2 = 324+ 2.1,92.cos76°57’= 324,89 mm

- Chiều dày răng ngoài:

θf1 = arc tg hfe1 /Re = arc tg 2,52/ 140,8= 1,030

θf2 = arc tg hfe2 /Re = arc tg 4,68 / 140,8 = 1,900

- Góc côn đỉnh:

- Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng :

B1=R ecos - hae1 sin =140,8.cos13 0

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

KHv =1+ v H b.d m1

2.T1.K Hβ K Hα = 1+ 2.74359,46.1,13 15,28.35,2 70,74 = 1,08

III.2.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

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

σ F1= 2.T1.KF.Y ε .Y β.YF1/(0,85.b.mnm.dm1) ≤ [σ F1 ]

σ F 2=σ F1 YF2 / YF1 ≤ [σ F 2]

Trong đó :

T1 momem trên bánh chủ động: T1 = 74359,46 Nmm

b chiều rộng vành răng: b = 35,2 mm

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

dm1 đường kính trung bình của bánh chủ động dm1 = 70,74 mm

Do đó : KF = 1,25.1,19= 1,49

Với bánh răng côn răng thẳng : Y β = 1

Với ε α = 1,73 thì Y ε = 1/ε α = 1/1,73 = 0,58

Với Zv1=Z1/cos 3QUOTE δ 1= 27/cos 3 13,2 0= 29,26

Theo CT 6.66(I) : σ F2 = σ F 1.YF2/YF1 = (82,05.3,63)/3,54 =84,14 MPaNhư vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

III.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo CT 6.48 trang 110 với Kqt=1,4 ta có

σ Hmax= σ H.√K qt = 457,68.√1,4 = 541,53 MPa ≤ [σ H]max = 1624 MPaTheo 6.49 (I) trang 110 :

σ F1max = σ F1.Kqt = 82,05.1,4 = 114,87 MPa ≤ [σ F1]max = 464 MPa

σ F 2max = σ F 2.Kqt = 84,14.1,4 = 117,80 MPa ≤[σ F2]max = 360 MPa

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

III.2.6 Xác định lực ăn khớp

Theo CT 10.3 trang 184 cho bộ truyền bánh răng côn :

Ft1 = Ft2 = 2.T1/dm1 = 2.74359,46/ 70,74= 2102,33 N

Fr1 = Fa2 = Ft1.tgα.cosδ1= 2102,33.tg300.cos13°2’= 1181,71 N

Fa1 = F r2 = Ft1.tgα.sinδ1 = 2102,33.tg300sin13°2’ = 277,17 N

THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

Z2=108Chiều dài côn

ngoài (mm) hae2=1,92

Chiều cao chân răng

ngoài (mm) hfe hhfe1fe1=2,52=4,68

Đường kính răng ngoài

Ta chọn vật liệu làm trục là thép 45 thường hóa có cơ tính như sau:

Thép 45 thường

II Tính toán thiết kế trục.

1.Xác định đường kính sơ bộ của trục:

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

d sb II= 3

√285567,88

0,2.25 = 38,51 mm Vậy ta lấy d sb II =40mm theo tiêu chuẩn bảng 10.2 [I]

Từ đó ta có kết quả như sau:

 Đường kính sơ bộ của trục I d sb I =30mm

 Đường kính sơ bộ của trục II d sb II =40mm

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:

 d sb I =30mm ta có: b01=19 mm

 d sb II =40mm ta có: b02=23 mm

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)dChiều 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…56) mm

= > chọn Lm23 = 52 (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 = 40 mm;

Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn:

lm22 = (1,2…1,4) 40 = (48…60) mm; lấy lm22 = 55 mm;

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

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Đối với trục II:

l23 = d m 1 + b13.cos δ2 + k1 + 0,5b02 + k2

= 70,74 +19.cos76 ° 57 ' +12+ 0,5.23 + 8 = 106,65 mm

l21 = l23 + l m23 +k+k+0,5.b o2– b13.cos δ2

= 106,65 + 52 +12 + 8 + 0,5.23 – 19.cos76° 57'

= 185,74 mm

l22= 0,5( lm22 + b02) +k3 +hn = 0,5( 55 + 23) +15+20 = 64 mm

3 Sơ đồ đặt lực trục I:

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

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 = 793,91 N

+ Phản lực theo phương của trục y:

Lực cùng chiều hình vẽ

+ Phản lực theo phương của trục x:

Mx(0) = -Fdx l12 - Fx1 l11 + Ft1 l13 = 0

Fx1 = F t 1 l13−F dx l12

l11 = 2102,33.135,25−396,96.6575 = 3447,17 N

Lực cùng chiều hình vẽ

F(x) = - Fdx + Fx0 + Fx1 - Ft1 = 0

 Fx0 = Fdx – Fx1 + Ft1 = 396,96 – 3447,17 + 2102,33 = -

947,88 N

Vậy lực ngược chiều hình vẽ

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

Ma1 = F a1 . d m1

2 = 277,17 70,742 = 9803,50 Nmm

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

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sb I= 30 (mm), vậtliệu chế tạo trục I là thép 45, có b ≥ 600 MPa; theo b ả ng 10 5 [1] ,

ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [] =

Trong đó: [σ] 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:

- Mô men uốn Mx2= My2 = 0

- Mô men xoắn Mz2 = TI = 74359,46 (N.mm);

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

- Mô men uốn Mx0 = Fdx.l12 = 396,96.65 = 25802,40 (N.mm);

- Mô men uốn My0 = Fdy.l12 = 687,55.65 = 44690,75 (N.mm);

- Mô men xoắn Mz0 = TI = 74359,46 (N.mm);

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