đồ án chi tiết náy hộp giảm tốc khai triển có bản vẽ cad

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD NGUYỄN MẠNH CƯỜNG LỜI NÓI ĐẦU Trong công cuộc đổi mới hiện nay, nước ta trên đà phát triển mạnh mẽ con đường công nghiệp hóa và hiện đại hóa theo định hướng xã hội chủ nghĩa, m.

LỜI NÓI ĐẦU

Trong công cuộc đổi mới hiện nay, nước ta trên đà phát triển mạnh mẽ conđường công nghiệp hóa và hiện đại hóa theo định hướng xã hội chủ nghĩa, mục tiêucủa Đảng là phấn đấu đưa nước ta trở thành nước công nghiệp Vì vậy, ngành côngnghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng, trong việc phát triển nền kinh tế và giảiphóng sức lao động của con người Để làm được điều đó chúng ta phải có một nềncông nghiệp vững mạnh với hệ thống máy móc hiện đại, cùng một đội ngũ cán bộ

kỹ sư đủ năng lực và trình độ từ những yêu cầu như vậy, đòi hỏi mỗi người chúng

ta cần phải tìm tòi học tập và nghiên cứu rất nhiều để nâng cấp ứng được yêu cầuđó

Như chúng ta đã biết mọi máy móc trong các ngành kinh tế quốc dân đềuđược lắp ghép từ các chi tiết máy mà ra, do đó để có thể hiểu và thiết kế được cácmáy móc chúng ta cần viết được phương pháp tính toán và thiết kế chi tiết máy màmôn học chi tiết máy lại chuyên đi nghiên cứu tính toán và thiết kế các chi tiết máycấu tạo nên máy đó Chính vì lý do này, ngoài việc học ra thì việc thiết kế đồ án chitiết máy là việc hết sức quan trọng, không thể thiếu được của mỗi một sinh viêntrong khoa cơ khí

Là sinh viên của khoa ô tô và máy động lực, em đã nhận được và thực hiện

đồ án môn học Chi tiết máy, với nội dung “Thiết kế trạm dẫn động dung cho băng

tải” dưới sự hướng dẫn của Nguyễn Mạnh Cường, với những kiến thức đã học

cùng sự giúp đỡ tận tình của cô và sự đóng góp, trao đổi xây dựng của các bạncùng lớp, nên đồ án của em đã được hoàn thành, song với hiểu biết còn hạn chếcùng với kinh nghiệm thực tế không có nhiều, nên đồ án của em chắc chắn khôngtránh khỏi những thiếu sót Em rất mong các thầy cô cùng toàn thể các bạn có kinhnghiệm chỉ bảo thêm để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn thầy cô

Thái Nguyên, ngày … tháng năm 2022

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Trọng Hiếu

Bùi Hải Sơn

Nhận xét của giảng viên dẫn

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

…

MỤC LỤ PHẦN I 8

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 8

1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 8

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện 8

1.1.1 Động cơ điện một chiều 8

1.1.2 Động cơ điện xoay chiều 8

1.2 Chọn công suất động cơ 9

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 10

1.4 Chọn động cơ thực tế 11

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, kiểm tra quá tải cho động cơ 12

1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ 12

1.5.2 Kiểm tra quá tải cho động cơ 12

2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 13

2.1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 13

2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc 13

3 XÁC ĐỊNH THÔNG SÔ TRÊN CÁC TRỤC 14

3.1 Tính công suất trên các trục 14

3.2 Tính số vòng quay của các trục 15

3.3 Tính Momen xoắn trên các trục 15

3.4 Bảng kết quả 16

PHẦN II 17

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 17

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 17

1.1 Chọn đai 17

1.2 Xác định các thông số của bộ truyền 18

1.2.1 Đường kính bánh đai (mm) 18

1.2.2 Khoảng cách trục a (mm) 19

1.2.3 Chiều dài đai l (mm) 19

1.2.4 Góc ômα 1 (o) 20

1.2.5 Xác định số dây đai 20

1.2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B và đường kính ngoài của bánh đai da 22

1.3 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 23

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 25

2.1 Chọn vật liệu 25

2.2 Xác định ứng suất cho phép 26

2.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép 26

2.2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép 28

2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 30

2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 30

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 31

2.4.1 Xác định mô đun 31

2.4.2 Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x 31

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền về tiếp xúc 33

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 37

2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 40

2.8 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh 42

3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 43

3.1 Chọn vật liệu 43

3.2 Xác định ứng suất cho phép 44

3.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép 44

3.2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép 46

3.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 48

3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 48

3.4 Xác định các thông số ăn khớp 49

3.4.1 Xác định modun 49

3.4.2 Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x 50

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 51

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 56

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 59

3.8 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp chậm 61

4 ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN 62

4.1 Với bộ truyền cấp nhanh 64

4.2 Với bộ truyền cấp chậm 64

4.3 Chọn mức dầu chung cho cả hộp 64

5 KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN CHẠM TRỤC 65

5.1 Xét trường hợp bánh 3 chạm vào trục 1 65

5.2 Xét trường hợp bánh 2 chạm vào trục 3 65

6 KIỂM TRA SAI SỐ VẬN TỐC TRÊN BĂNG TẢI 66

PHẦN III 67

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 67

1 THIẾT KẾ TRỤC 67

1.1 Chọn vật liệu 67

1.2 Tải trọng tác dụng lên trục 67

1.2.1 Lực tác dụng từ bộ truyền đai 67

1.2.2 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng 67

1.3 Tính sơ bộ trục 69

1.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 70

1.4 Tính gần đúng trục 75

1.4.1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 75

1.5 Tính tính chính xác trục 91

1.5.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 91

1.6 Kiểm nghiệm trục về quá tải 98

2 TÍNH CHỌN THEN 100

2.1 Tính chọn then cho trục I 102

2.1.1 Tại tiết diện lắp với bánh đai 102

2.2 Tính chọn then cho trục II 103

2.2.1 Tại tiết diện lắp bánh răng Z2 103

2.2.2 Tại tiết diện lắp bánh răng Z3 104

2.3 Tính chọn then cho trục III 105

2.3.1 Tại tiết diện lắp bánh răng Z 4 105

2.3.2 Tại tiết diện lắp khớp nối 106

3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN 108

3.1 Tính chọn ổ lăm cho trục I 108

3.1.1 Chọn loại ổ lăn 108

3.1.2 Chọn kích thước cho ổ lăn 109

3.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải động 109

3.2 Tính chọn ổ lăm cho trục II 112

3.2.1 Chọn loại ổ lăn 112

3.1.2 Chọn kích thước cho ổ lăn 112

3.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải động 112

3.3 Tính chọn ổ lăm cho trục III 115

3.3.1 Chọn loại ổ lăn 115

4 TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 121

PHẦN IV 124

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 124

1 THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA VỎ HỘP 124

1.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân 124

1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ 124

2 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT PHỤ (CHỐT ĐỊNH VỊ, QUE THĂM DẦU…)131

2.1 Bulông vòng hoặc vòng móc 131

2.2 Chốt định vị 132

2.3 Cửa thăm 132

2.4 Nút thông hơi 133

2.5 Nút tháo dầu 133

2.6 Kiểm tra mức dầu 134

2.7 Vòng phớt 135

2.8 Vòng chắn dầu 135

3 BÔI TRƠN Ổ LĂN VÀ HỘP GIẢM TỐC 136

3.1 Bôi trơn hộp giảm tốc 136

3.1.1 Bôi trơn trong hộp 136

3.1.2 Bôi trơn ngoài hộp 137

3.2 Bôi trơn ổ lăn 137

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện

Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọnloại động cơ sao cho phù hợp nhất: vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảm bảo yếu

tố kỹ thuật Dưới đây là các loại động cơ thường gặp trên thị trường

1.1.1 Động cơ điện một chiều

Động cơ điện một chiều có ưu điểm là: có thể thay đổi tỷ số của mômen vàvận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng.Nhưng chúng lại có nhược điểm là: giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốnđầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằngđiện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…

1.1.2 Động cơ điện xoay chiều

Động cơ điện xoay chiều gồm: động cơ một pha và ba pha Trong côngnghiệp, động cơ ba pha được sử dụng rộng rãi Động cơ điện xoay chiều ba pha baogồm 2 loại: động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ

Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm là: hiệu suất cao, hệ số tải lớn.Nhưng có nhược điểm là: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết

bị để khởi động động cơ Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần côngsuất lớn (trên 100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốcgóc

-Động cơ ba pha không đồng bộ gồm 2 loại: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc.Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơn giản, giáthành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ ba pha đồng

bộ, không điều chỉnh vận tốc

Như vậy, từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc tachọn: Động cơ ba pha không đồng bộ roto lồng sóc

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ để đảm bảo chođộng cơ khi làm việc thì nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy, phảithỏa mãn điều kiện sau:

P : Công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:

Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên :

P P





(KW) (1.2) Trong đó : P lv ct: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

: Hiệu suất chung của toàn hệ thống

v : Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:

Với : br 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (che kín, bôi trơn tốt)

η d=0,96 : Hiệu suất của bộ truyền đai

Với trường hợp tải trọng không đổi, ta có:

P dt dc=P lv dc=7,47 ( KW )

Như vậy, công suất định mức của động cơ điện phải thỏa mãn :

P dm dc ≥ P dt dc ≥ 7,47 ( KW )

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) đượcxác định theo công thức:

Động cơ có số vòng quay càng lớn thì kích thước, trọng lượng, giá thành của động

cơ giảm Về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn Tuy nhiên, nếu sốvòng quay lớn thì tỉ số truyền động chung càng lớn và kết quả là làm tăng khuônkhổ, kích thước, giá thành của các bộ truyền, trục, ổ, với lý do này nên chọn động

cơ có số vòng quay nhỏ

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750,

600 và 500 Trong các hệ thống dẫn động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu

gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph(tương ứng với số vòng quay kể đến sự trượt 3% là 1455 và 970 v/ph).

+) Tính số vòng quay của trục công tác:

Vì hệ dẫn động băng tải ,ta có số vòng quay của trục công tác là :

n ct= 60 10 3 v

60 10 3 0,95

Trong đó:v - vận tốc vòng của băng tải (m/s);

D – đường kính tang dẫn của băng tải (mm);

+) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền nêndùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp

u ∑ nd

Trong đó:

u h nd: Tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

u d nd: Tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền đai

Với hệ thống như trên thì tỉ số truyền nên dùng trong bài là :

u h nd=(8÷ 40) - tra bảng 1.2-hướng dẫn ĐACTM

u d nd=(1,5 ÷ 4 ) - tra bảng 1.2-hướng dẫn ĐACTM

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, kiểm tra quá tải cho động cơ

1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn để thắng sức ỳcủa hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:

T K T

=> Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

1.5.2 Kiểm tra quá tải cho động cơ

Với tải trọng không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tỉ số truyền (TST) chung của toàn bộ hệ thống u Σ đc xác định theo công thức:

n dc=1455(v/ph) : số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);

n ct= 36,29 (v/ph): số vòng quay của trục công tác (v/ph);

dc ct

n u n

 

¿ 1455 36,29=40,09

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: u u u ng. h

Trong đó u ng : Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp;

u h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

2.1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộpcó:

Bộ truyền ngoài hộp giảm tốc là bộ truyền đai Chọn u ng = u d= 2,00

2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc

+) Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc được xác định như sau:

u : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm;

+) Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiêncác hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn

và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thểcấp có thể tính theo công thức 1.22-hướng dẫn ĐACTM:

u1= 0,825.√3u h2= 0,825.√320,042=6,09

Khi đó : u2=u h

u1=

20,04 6,09 =3,29

3 XÁC ĐỊNH THÔNG SÔ TRÊN CÁC TRỤC

3.1 Tính công suất trên các trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ được xác định theo công thức:

P dc=P lv dc

=P lv ct

η ∑ (KW )(1.8)

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ : P dc=P lv dc=7,47 ( KW )

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

P I=P lv dc η d η ol=7,47 0,96 0,99=7,09 (KW )

P II=P I η ol η br=7,09 0,99 0,98=6,88 ( KW )

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

- Số vòng quay của trục III:

n III=n II

u2=

119,46 3,29 =36,31 (v/ph)

- Số vòng quay của trục công tác:

i

P T

n



(1.9)Tính toán Momen xoắn trên các trục:

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

- Momen xoắn trên trục II:

T2=9,55 106 P II

9,55 106 6,88 119,46 =550008,37(N mm)

- Momen xoắn trên trục III:

3.4 Bảng kết quả

Bảng kết quả tính toán:

(Công tác)Công

PHẦN II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Truyền động đai được dùng để truyền động giữa các trục xa nhau Đai đượcmắc lên hai bánh và lực căng ban đầuF0, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề

mặt tiếp xúc giữa dây đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyềnđi

Nhờ đai có độ dẻo, bộ truyền làm việc êm, không ồn, thích hợp với vận tốclớn Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọcủa đai Thiết kế truyền động đai gồm các bước:

1.1 Chọn đai

Dựa vào công suất động cơ, số vòng quay: P=7,47(kW), n=1455(v/ph) ,trahình 4.1 và 4.13 [1], ta chọn đai làm việc cho động cơ là đai hình thang thường (sửdụng với v 25(m / s)< ) Vì đai này chịu được tải lớn, giá thành rẻ và được dùng phổ

Hình 2.1: Các thông số của đai hình thang

1.2 Xác định các thông số của bộ truyền

Ta có sai lệch tỷ số truyền :

1.2.3 Chiều dài đai l (mm)

- Chiều dài đai được xác định theo khoảng cách trục a đã chọn theo 4.4[1] :

- Chiều dài đai cũng được chọn theo giá trị tiêu chuẩn, theo bảng (4.13[1])

ta chọn chiều dài dây đai là: l =2000 (mm)

- Tính lại khoảng cách trục a chính xác theo chiều dài tiêu chuẩn đã chọn

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số lần uốn của đai trong một giây phải thoảmãn công thức 4.15[1]

Trong đó : + P1: Công suất trên trục bánh đai chủ động : P1=7,47 (KW )

+ [ ]P0 : Công suất cho phép, được xác định bằng thực nghiệm

Theo bảng 4.19[1] ta chọn trị số [ ]P0 đối với đai thang thường có d1=200 (mm),

+ kd : hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7[1]

Chọn Kd=1,0 ( Với hệ dẫn động băng tải, động cơ nhóm I ).

+ C α: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 theo bảng 4.15[1]

Với α1=158ο, ta có :

C α=1−0,0025.(180ο

−α1)=1−0,0025.(180ο−158ο)=0,945

+ Cl: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, trị số của Cl phụ thuộc tỉ

số chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài l0 lấy làm thí nghiệm.

¿ >z = P1 k d

[P0] C α C l .C u C z=

7,47 1 5,03 0,945 0,97 1,13 0,95=1,51

Vậy ta chọn số dây đai: z = 2 (dây)

1.2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B và đường kính ngoài của bánh đai d a

Hình 2.2: Các thông số của bánh đai hình thang

Từ số đai z ta có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17[1]:

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

Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19[1]:

+P ,k , v,C ,z1 d a :lần lượt là công suất trên trục bánh đai chủ động (kW) ,hệ số tải

trọng động, vận tốc vòng (m/s), hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ômα1, và số đai

*Lực căng ban đầu là:

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Lực tác dụng lên

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Số liệu đầu vào:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế nên chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng:

b

 (MPa)

Giới hạnchảy

ch

 (MPa)

Kích thướcmm,khônglớn hơn

2.2 Xác định ứng suất cho phép

Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn cho phépF

được xác định như sau:

2.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- Chọn độ rắn bánh chủ động: HB1=245

- Chọn độ rắn bánh bị động : HB2 = 225

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:S H 1,1 (Tra bảng 6.2[1])

- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σ Hlim0 = 2.HB + 70 (MPa) (Trabảng 6.2[1])

Theo công thức 6.1[1]: [σ H]=σ Hlim0

S H Z R Z v K xH K HL (MPa) (2.14)Trong đó:

+ σ Hlim0 : Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở

+ SH: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 6.5[1]: NH0 = 30.H HB2,4

+ NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 6.6[1]: NHE = 60.c.n.t

*Với: c, n, t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trongmột phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

( Với bánh 2 quay với n II=119,46 (v / ph)

Theo lý thuyết đường cong mỏi , bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là

1 đường thẳng song song trục hoành Nghĩa là là trên khoảng cách này giới hạn mỏitiếp xúc không thay đổi vì vậy khi tính ra được NHE2 > NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 đểtính , Do đó: KHL2 = 1

+ σ Hlim20 =2.225+70=520(MPa)

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:

 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng là :

[σ H]=[σ H 1]+[σ H 2]

509,09+472,72

2 =490,90(MPa)

Với:[σ H]min=[σ H 2]=472,72(MPa)

điều kiện của bánh răng trụ là : H  1,25Hmin (*)

ở đây ta có :[σ H]min=472,72

⇔1,25 472,72=590,9(MPa)

Vậy chọn: H = 490,9 (Mpa) thỏa mãn điều kiện (*)

2.2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức 6.2[1] :





(2.16)Trong đó:

+ Hệ số an toàn khi tính về uốn: S F =1,75

+ YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ: YR.Ys.KxF = 1

+ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

+ KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền, được xác định như sau:

- N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N FO = N FO1 = N FO2= 4.106 (Mpa) đối với tất cả các loại thép

- N FE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

N FE = N HE = N =60.c.n.tƩ

 Với bánh răng nhỏ:

+N FO1 4.106

+N FE 1=N HE 1= ¿2039328000

Theo lý thuyết đường cong mỏi, bắt đầu từN FO1 đường cong mỏi gần đúng là một

đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốnkhông thay đổi Vì vậy khi tính ra được N FE1>N FO1 ,ta lấy N FE1=N FO1 để tính ,do

đó K FL11

Với: σ Flim10 = 1,8 245 = 441(MPa)

 Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

+N FO2 4.106

+N FE 2=N HE 2=334870272

Theo lý thuyết đường cong mỏi, bắt đầu từN FO2 đường cong mỏi gần đúng là một

đường thẳng song song với trục hoành nghĩa là trên khoảng này giới hạn mỏi uốnkhông thay đổi Vì vậy khi tính ra được N FE2>N FO2 ,ta lấy N FE2=N FO2 để tính ,do

đó K FL2 1

Với : σ Flim20 = 1,8 225 = 405 (MPa)

 Ứng suất uốn trên bánh lớn :

0 lim 2

Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục a w, nó được xác định

theo công thức (6.15a) [1]:

 

1

1

1 3

+Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng được tratrong bảng 6.5 [1], Ka = 43 (MPa1/3 )

+T1: Momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm):

T1=93071,48(N mm)

+u1: Tỉ số truyền cấp nhanh , u 1 = 6,09

+H : ứng suất tiếp xúc cho phép ,H =490,9 (MPa)

Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là: m = 2 (mm).

2.4.2 Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x

- Số răng:

Giữa khoảng cách trục a w1, số răng bánh răng nhỏ nhất z1, số răng bánh răng lớnnhất z2, góc nghiêng  của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệvới nhau theo công thức 6.18[1]:



a

 (2.18)Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

cosβ = m z t

2 a w1

=2 185

2 190=0,97

Do vậy, β=14 ° 4 ' giá trị này thỏa mản 8120

- Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép :

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền về tiếp xúc

Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện6.33[1]:

- T1 : Mô men xoắn trên bánh chủ động ( T1= 93071,48(N.mm) )

- b w: chiều rộng vành răng b w= 57(mm)

- Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Trị số của Z M

được tra trong bảng 6.5 [1] Z M = 274 (MPa)1/3

- Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

H

Z được tính theo công thức 6.34 [1]

2.cossin 2

Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên :

α: Được lấy theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 ,α=20°

α t=α tw=arctg(cosβ tgα )=arctg(cos14 ° 4 tg20 ')=20 °3 4'

⇒ v= π 53,37.727,5

60000 =2,03(m/ s)

Từ vận tốc vòng ta tra bảng 6.13 [1] được cấp chính xác là 9 Với cấp chính xác 9tra bảng 6.14[1] được: K Hα=1,13

+K H: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng K H được tra từ bảng 6.7[1], ta có: K Hβ=1,15

+K Hv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp , trị số của

g - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh chủ đông và bánh bị

động Trị số của g0 được tra trong bảng 6.16 [1], g0 73

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãnđiều kiện 6.43 và 6.44[1]:

σ F1=2 T1 K F .Y ε .Y β .Y F1

b w d w1 m (2.26)

σ F2=σ F 1 . Y F2

Y F1(2.27)

Z V 2= Z2

cos3β=

159 cos314 ° 4 '=174,21(2.29)

-Với : 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] với sơ đồ 3 với: Ѱ bd=1,06 → KFβ=1,32