Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD đồng trục 2 cấp

Đồ án môn học là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm.Đồ án yêu cầu những kiến thức về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền…để có thể thực hiện tính toán, lựa chọn các chi tiết, kết cấu phù hợp.Và kết hợp với phần mềm thiết kế (Inventer) xây dựng cấu trúc 3D và mô phỏng hoạt động và nguyên lý tháo lắp của cơ cấu cần tính toán (Hộp giảm tốc)

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế sản phẩm với Cad là môn học mới được đưa vào giảng dạy nhằm hướng dẫn sinh viên các phần mềm Cad, mà chủ yếu giới thiệu cách thức ứng dụng CAD để thiết kế các sản phẩm cơ khí

Đồ án môn học là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm.Đồ

án yêu cầu những kiến thức về nguyên lý máy, chi tiết máy, sức bền…để có thể thực hiện tính toán, lựa chọn các chi tiết, kết cấu phù hợp.Và kết hợp với phần mềm thiết kế (Inventer) xây dựng cấu trúc 3D và mô phỏng hoạt động

và nguyên lý tháo lắp của cơ cấu cần tính toán (Hộp giảm tốc)

Đây là đồ án quan trọng của sinh viên nghành cơ khí chế tạo máy.Đồ án giúp sinh viên hiểu sâu hơn về cấu tạo, nguyên lý hoạt động,phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết và biết cách ứng dụng phần mềm thiết kế vào công việc thiết kế để phục vụ cho công việc thiết kế máy sau này

Được sự chỉ bảo và giúp đỡ tận tình của Ths.Nguyễn Thị thanh Nga và Thầy Lê Xuân Hưng, đề tài ‘Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục” của nhóm chúng em đã được hoàn thành.Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Tuy nhiên trong quá trình tính toán thiết kế khong thể tránh khỏi những sai sót, chúng em rất mong dược sự chỉ bảo và đóng ghóp của thầy

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế Dới đây là 1 vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường :

• Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận 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 vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục , các thiết bị thí nghiệm

• Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia

đình Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không

đồng bộ

So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm

hiệu suất và cos cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương đối phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , khi cần

đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc Động cơ ba pha không

đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi

nhỏ ( khoảng 5) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cos thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra

vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt Động cơ ba

pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành

hạ , dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng

bộ , không điều chỉnh được vận tốc

Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và

được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto

lồng sóc

1.2 Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ:

Động cơ được chọn phải có công suất định mức Pđmđc và số vòng quay đồng

bộ thoả mãn điều kiện :

Pđmđc Pctđc

Trường hợp tải không đổi : công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác được xác định theo công thức :

nd ct

, 13 12 , 56

n

n u

P

Trong đó : Pct

đc

là công suất cần thiết trên trục động cơ

Plv là công suất làm việc trên trục máy công tác

P lv F t v 1 , 47KW

1000

98 , 0 1500 1000

.





 : là hiệu suất của hệ thống  = 1.2.3 với 1,2,3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động Chọn theo bảng 2.3 :

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb

Chọn nđb phải thoả mãn điều kiện :

Với: u nd : Tỷ số truyền nên dùng

98 , 0 10 60 10

.

ph v D

Côngsuất (kw) Cos Tmax/Tdn Tk/Tdn

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

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :

Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức

ỳ của hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

(*) P

T.Pd c

d m = 1,8.1,7 = 3,06 (kw)

Kmm : Hệ số mở máy của động cơ

Pdccbd : là công suất cản ban đầu trên trục động cơ

Pd c

cb d = Kbd.Pd c

ct = 1,57.1,595 = 2,5 (kw) Vậy điều kiện (*) thoả mãn

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :

Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn được công suất cho phép

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :

56,1212,56

Trong đó : nđc là số vòng quay của động cơ

nct là số vòng quay của trục công tác nct = 56,12 (v/ph)

Mà : u u n g.u h

ung : tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp.( Ung =1)

uh : tỷ số truyền bộ truyền trong hộp giảm tốc

uh = u1.u2

u1 : tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh

u2 : tỷ số truyền bộ truyền cấp chậm

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Vì không có bộ truyền ngoài nên Ung =1 và khi đó uh = u

Vì là hộp giảm tốc bánh răng đồng trục nên : aw1 = aw2

Do đó chọn :

81 , 6 5 , 2 56 , 12 033 , 0 ) 4 , 0 56 , 12 9 , 7 (

) (

34

,

1

4 3 , 0

4 7 , 0

4 3 , 0

4 7 , 0

2

1 1

u





84 , 1 81

,

6

56 ,

52 , 103

3.2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục :

Pi = Pi-1.i-1,i

Công suất trên trục động cơ :

Công suất trên trục I

PI = Pdcc t.KN.Ô = 1,595 1 0,99 = 1.579 (kw) Công suất trên trục II :

PII = PI.BRN.Ô = 1,579.0,98.0,99=1.532(kw) Công suất trên trục III :

PIII = PII BRC.Ô =1,532 0,98 0,99 = 1,486 (kw)

Công suất trên trục IV :

PIV = PIII.Ô = 1,397 0,99 = 1.471 (kw)

) ( 595 ,

3.3 Tính mômen xoắn trên các trục :

i

inP

Trục động cơ : Tđc = 9,55 106

705

595 , 1

= 21606,03(N.mm)

Trục I : TI = 9,55 106

705

579 , 1

= 21389,29 (N.mm)

Trục II : TII = 9,55 106

52 , 103

532 , 1

= 141331,14 (N.mm)

Trục III : TIII = 9,55 106

26 , 56

486 , 1

= 249189,48 (N.mm)

Trục IV : TIV = 9,55 106

26 , 56

471 , 1

= 249698,72 (N.mm)

3.4 Lập bảng thông số khi làm việc:

Tốc độ quay (v/ph) Tỷ số truyền Công suất

(kw)

Momen xoắn (N.mm)

PHẦN II

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

1.1 Chọn vật liệu :

Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB<350 Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn cao

Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :

Loại bánh

răng

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn bền b (MPa)

Giới hạn chảy ch (Mpa)

H Z Z K KS

F Y Y K K KS

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

YS: Hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất

KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn

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

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy

Y Y

1 K

Z Z

xF S R

xH V R

Công thức (2.1) sẽ là:   HL

H

o lim H

F

o lim F

F K KS

 ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :

ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim H

σ =2HB + 70

hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: SH =1,1

ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim F

H

 = 2HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

3 lim

F

 = 1,8HB3 = 1,8.245 = 441 (MPa)

4 lim

m

HE

Ho HL

N

NK

;N

Bánh lớn NHo4 = 30.2302,4 = 13,97.106

NFo : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn

NFo = 4.106 với tất cả các loại thép

NHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi nên ta có: NHE = NFE = 60.c.n.t

Với : c : số lần ăn khớp trong một vòng quay

c = 1 (vì tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi răng ăn khớp 1 lần)

Ta thấy: NHE > NHO ; NFE > NFo

Nên ta chọn NHE = NHo ; NFE = NFo

KHL = KFL = 1 Vậy ta có ứng suất cho phép :

Chọn cặp bánh răng cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng nghiêng (để đảm bảo tối ưu về kích thước kết cấu hộp giảm tốc)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có :

ứng suất tiếp xúc cho phép :

     3 4  min

25 , 1 ) ( 45 495 2

82 481 09 , 509

H H

.8,28

,2

4 max

4

3 max

3

MPa

MPa

ch H

ch H

8 , 0 8

, 0

4 ch

m ax 4 F

3 ch

m ax 3 F

σ σ

1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :

2 H

H 2 2

a w

.u.][

K.T)

1u(Ka

ψ σ

β



trong đó :

1 1 414

) ( 252 75

, 1

1 1 441

) ( 82 , 481 1

, 1

1 530

) ( 09 , 509 1

, 1

1 560

4 3 4 3

MPa MPa MPa MPa

F F H H

ba : hệ số chiều rộng vành răng, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Tra Bảng 6.6 (tr 95) ta chọn ba= 0,3

Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

03 , 1 14 , 141331 ).

1 84 , 1 (

2

Z Z m

aw  n 1  2  n 1 2 

Chọn sơ bộ  = 100 do đó cos = 0,9848

số bánh răng nhỏ :

34 , 43 ) 1 84 , 1 ( 2

10 cos 125 2 ) 1 (

cos 2

a Z

) 79 43 ( 2 2

) (

cos  3  4   

W

n a

Z Z m



 = 12034 ' 41

1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

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

 H

2 3 w t w

t H 2 H

M H

d.u.b

)1u.(

K.T.2.Z.Z

Trong đó :

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

tra trong Bảng 6.5 được ZM = 274 (MPa1/3)

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

tw

b H

.2sin

cos.2Z

41'3412cos.2

ε

1

2

41 ' 34 12 sin 40

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 ,

2 1

=1,72

72 , 1

1 





Z

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH KHβ.KHα.KHv

trong đó : KH  = 1,03 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4 )

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng tại điểm ăn khớp:

dw3=

) 1 (

125 2

 =88,12mm)

4)/(478.060000

52,103.12,88.14,310

.6

4 2

3 w w HKKT2

dbv

với vH = H.g0.v

t

Wu

a

= 0,002 73 0,478

837 , 1 125

=0 576

(trong đó H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được H = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh 3

và 4 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73)

Mà vHmax = 700 >> vH vậy thoả mãn yêu cầu

17 , 1 14 , 141331

2

12 , 88 40 576 , 0 03 , 1 13 , 1

, 88 837 , 1 40

) 1 837 , 1 ( 17 , 1 14 , 141331

2 762 , 0 727

 [H]CX = 495.45 1 1 0,95 = 470.67 (MPa)

Nh vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc

37,462

67,47037,462]





Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc

1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

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

][m

.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

3 3

w 3 w

3 F

2

 F 4 3

F

4 F 3 F 4 F

Y

Y

0 0

Số răng tương đương : Zv3 =

β

3cos

3Z

) 976 , 0 (

Z

) 976 , 0 (

79

= 84,97

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0

Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3= 3,67

YF4= 3,61

Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được KF = 1,06

Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KF  = 1,37

ν

F F 2

3 W 3 W F

K K T

2

d b

với F = Fg0v aW /ut = 0,006.73.0,478

837 , 1

125

= 1,73

 KFv = 1 +

37 , 1 06 , 1 14 , 141331

2

12 , 88 40 73 , 1

= 1,015

Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F  K F.K F.K Fv  1 , 06 1 , 37 1 , 015  1 , 47

*ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

) ( 17 , 114 2

12 , 88 40

67 , 3 91 , 0 58 , 0 47 , 1 14 , 141331

2

.

2

3 3

3 2

m d b

Y Y Y K T

w w

F F



*ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

) ( 3 , 112 67

, 3

61 , 3 17 , 114

3

4 3

Y

Y F

F F

1.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với

hệ số quá tải

57,1



 b d

q t K K

• ứng suất tiếp xúc cực đại :

)(34,57957

,1.37,462

thoả mãn điều kiện tránh biến dạng hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

• ứng suất uốn cực đại :

F4max F4.K q t  112 , 3 1 , 57  176 , 311 < [F4]max = 360 (MPa)

=> đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

1.7:Tính các thông số khác:

• Khoảng cách trục chia : a = aw = 125 mm

Đường kính chia :

) ( 89 , 161 41 ' 34 12 cos

79 2 cos

) ( 11 , 88 41 ' 34 12 cos

43 2 cos

4 4

3 3

mm Z

m d

mm Z

m d

61 , 85 5 , 2 11 , 88 5 , 2

4 4

3 3

d d

f f

• Đường kính đỉnh răng :

) ( 89 , 165 2 2 89 , 161 2

) ( 11 , 92 2 2 11 , 88 2

4 4

3 3

mm m

d d

mm m

d d

n a

n a

12 , 88 1 837 , 1

125 2 1

2

3 4

a d

t w t

w w

Góc profin gốc ( góc áp lực ) :  = 200

+ Đường kính cơ sở :

) ( 12 , 152 20

cos 89 , 161 cos

) ( 79 , 82 20 cos 11 , 88 cos

0 4

4

0 3

3

mm d

d

mm d

20cos

1.7 Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị

Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :

Loại bánh

răng

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn bền b (MPa)

Giới hạn chảy ch (Mpa)

  R V xH HL

H

o lim H

H Z Z K KS

F Y Y K K KS

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

YS: Hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất

KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn

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

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy

Y Y

1 K

Z Z

xF S R

xH V R

Công thức (2.1) sẽ là:   HL

H

o lim H

F K KS

σ =2HB + 70

hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: SH =1,1

ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở: 0

lim F

H

 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)

2 lim

H

 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

1 lim

F

 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 (MPa)

2 lim

m

HE

Ho HL

N

NK

;N

N

Với: mH, mF : là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn

(2.1)

Vì HB  350 nên ta có mH = mF = 6

NHo : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về tiếp xúc

NHo = 30HB2,4 (HB là độ rắn Brinen) Vậy ta có : Bánh nhỏ NHo1 = 30.2452,4 = 16,26.106

Bánh lớn NHo2 = 30.2302,4 = 13,97.106

NFo : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn

NFo = 4.106 với tất cả các loại thép

NHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi nên ta có: NHE = NFE = 60.c.n.t

Với : c : số lần ăn khớp trong một vòng quay

c = 1 (vì tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi răng ăn khớp 1 lần)

KHL = KFL = 1 Vậy ta có ứng suất cho phép :

Chọn cặp bánh răng cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng nghiêng (để đảm bảo tối ưu về kích thước kết cấu hộp giảm tốc)

Vì bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có :

ứng suất tiếp xúc cho phép :

1

* 1 414

) ( 252 75

, 1

1 1

* 441

) ( 82 , 481 1

, 1

1 530

) ( 09 , 509 1

, 1

1 560

2 1 2 1

MPa MPa MPa MPa

F F H H

     1 2  min

25 , 1 ) ( 45 495 2

82 481 09 , 509

H H

.8,28

,2

4 max

2

3 max

1

MPa

MPa

ch H

ch H

.8,08

,0

4 max

2

3 max

1

MPa

MPa

ch F

ch F

2

Z Z m

aw  n 1  2  n 1 2 

Chọn sơ bộ  = 100 do đó cos = 0,9848

số bánh răng nhỏ :

016 , 21 ) 1 81 , 6 ( 5 , 1

10 cos 125 2 ) 1 (

cos 2

a Z

) 143 21 ( 5 , 1 2

) (

cos  1 2   

W

n a

Z Z m



 = 10  15 ' 47 '

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

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

 H

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z Z

) 1 (

2

Trong đó :

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

tra trong Bảng 6.5 đợc ZM = 274 (MPa1/3)

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

tw

b H

.2sin

cos.2Z

''16'389cos.2

ε

1

5 , 1

47 ' 15 10 sin 35

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 ,

2 1

=1,678

678 , 1

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH KHβ.KHα.KHv

trong đó : KH  = 1,067 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5 )

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng tại điểm ăn khớp:

dw1=

) 1 (

2

125 2

 =32,01(mm)

4)/(18,160000

705.01,32.14,310.6

4 1

Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KH = 1,13

KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

KHv = 1 +

α

H 2

3 w w HKKT2

dbv

với vH = H.g0.v

t

Wu

a

= 0,002 73 1,18

809 , 6

125

=0 74

(trong đó H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 đợc H = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh 1

và 2 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73)

Mà vHmax = 700 >> vH vậy thoả mãn yêu cầu

225 , 1 29 , 21389

2

01 , 32 35 74 , 0 067 , 1 13 , 1

, 32 809 , 6 35

) 1 809 , 6 (

225 , 1 29 , 21389 2 77 , 0 74

 [H]CX = 495,45 1 1 0,95 = 470,68 (MPa)

Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc

23 , 475

68 , 470 23 , 475 ]





Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

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

] [

.

2

1 1

1

1 1

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

F F

F F F

0 0

cos

Z

=

47 ' 15 10 cos

cos

Z

=

47 ' 15 10 cos

143

3  = 150,09

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0

Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF1= 4

YF2= 3,6

Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được KF= 1,16

Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KF  = 1,37 (v < 2,5(m/s)

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

W W F

K K T

d b

1

1 12

với F = Fg0v aW /ut = 0,006.73.1,18

809 , 6

125

= 2,21

 KFv = 1 +

37 , 1 16 , 1 29 , 21389 2

01 , 32 35 21 , 2

= 1,036

Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F  K F.K F.K Fv  1 , 16 1 , 37 1 , 036  1 , 65

*Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

) ( 82 , 92 5

, 1 01 , 32 35

4 927 , 0 596 , 0 65 , 1 29 , 21389 2

.

2

1 1

1 1

m d b

Y Y Y K T

w w

F F



* Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

) ( 538 , 83 4

6 , 3 82 , 92

1

2 1



* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :

với m = 2(mm)  YS = 1,08 – 0,0695ln( 1,5 ) = 1,052

YR = 1 : phụ thuộc độ nhám

KxF = 1 vì da < 400(mm)

[F1]CX = [F1]YRYSKxF = 252.1.1,052.1 = 265,104 (MPa) > F1

[F2]CX = [F2]YRYSKxF = 236,5.1.1,052.1 = 248,798 (MPa) > F2

 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với

hệ số quá tải

57,1



 b d

q t K K

•Ứng suất tiếp xúc cực đại :

)(46,59557

,1.23,475

thoả mãn điều kiện tránh biến dạng hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

• Ứng suất uốn cực đại :

) ( 73 , 145 57 , 1 82 , 92

1 max

F2max F2.K q t  83 , 538 1 , 57  131 , 15 < [F2]max = 360 (MPa)

=> đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.6 Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:

Khoảng cách trục chia : a = aw = 125 mm

Đường kính chia :

) 99 , 217 47 ' 15 10 cos

143 5 , 1 cos

) ( 01 , 32 47 ' 15 10 cos

21 5 , 1 cos

4 2

1 1

mm Z

m d

mm Z

m d

51 , 29 5 , 2 01 , 32 5 , 2

2 2

1 1

d d

f f

•Đường kính đỉnh răng :

) ( 99 , 218 5 , 1 2 99 , 215 2

) ( 01 , 35 5 , 1 2 01 , 32 2

2 1

1 1

mm m

d d

mm m

d d

n a

n a

•Đường kính lăn :

96 , 217 01 , 32 809 , 6

) ( 01 , 32 1 809 , 6

125 2 1

2

3 2

mm u

a d

t w t

w w

Góc profin gốc ( góc áp lực ) :  = 200

+ Đường kính cơ sở :

) ( 84 , 204 20

cos 99 , 217 cos

) ( 08 , 30 20 cos 01 , 32 cos

0 2

2

0 1

1

mm d

d

mm d

20cos

Ta có hộp giảm tốc đồng tục nên các thông số cấp chậm tương tự như cấp nhanh nên ta có bảng thông số :

Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị

Bộ truyền bánh răng cấp nhanh thực hiện trên Inventer:

Thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

PHẦNIII: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC I:Chọn vật liệu :

Do trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là Thép 45 Tôi cải thiện ( Thường hoá) :HB170 217 ; σb=600 (MPa),  τ = 12…20 Mpa

II:Tải trọng tác dụng lên trục

*Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh

1 1

1

2 1

2 2* 21389.29

1336.4( ) 32.01

4 3

2 2*141331.14

3207.69( ) 88,12

t w

Phương chiều lực được xác định như hình

III Xác định sơ bộ đường kính trục

Đường kính trục xác định sơ bộ thông qua mô men xoắn :

) ] [

2 , 0 ( T

Chọn đường kính sơ bộ các trục như sau : d1 = 20 mm, d2 = 40 mm,d3 = 45

mm

IV Xác định khoảng cách giữa các khối dỡ và điểm dặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài Mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác

Chiều rộng ổ lăn : Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều

rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 I / (189) :

d1 = 20 (mm) ta lấy b01 = 15 (mm)

d2 = 40 (mm) ta lấy b02 = 23 (mm)

d3 = 45 (mm) ta lấy b03 = 25 (mm) Chiều dài mayơ bánh răng :

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục của các trục : Trục I (hình 3.2) :

5.1 Các lực tác dụng lên trục I, biểu đồ mômen, kết cấu trục

Các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục I :

Ft1 = 1336.4 N ; Fr1 = 502.35 N ; Fa1 = 241.9 ;

Fx12 = 0,2.2.21389,29/63 = 135.8(N)(lực từ khớp nối từ đọng cơ vào trục I)

Sử dụng các phương trình hình chiếu phương trình mô men ta xác định được các phản lực tại cá gối di động củng như gối cố định lần lượt như sau

N F

N F

N F

Y

X

89 , 289

83 , 592

a Tính mômen tổng và mômen tương đương tại các tiết diện của trục

Mô men uốn tổng và mô men uốn tương đương tại các tiết diện tính theo

yj 2

T (N.mm)

Mu (N.mm)

Mtd (N.mm)

b Tính đường kính tại các tiết diện của trục

Đường kính của các đoạn trục xác định theo công thức:

3  tdj

j

1,0

Md

Kết cấu của trục như sau:

5 2 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện :

[s]

s s / s s

sj σ τ σ2 2τ

j j j

1 σ

σ ψ σ k

σ s



mj τ aj τdj

1 τ

τ ψ τ k

τ s

-1, -1: Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

)MPa(7,1516,261.58,058

,0

)MPa(6,261600

.436,0436

,0

1 1

b 1

aj

W

M σ

mj = 0

Muj , Wuj: mô men uốn và mô men cản uốn

Với tiết diện có rãnh then ta có :

j

2 1 j 1

3 j uj

2d

)t(dbt32

Với tiết diện tròn ta có : Wuj = dj3/32

Ở đây ta xét tiết diện nguy hiểm tại vị trí trục lắp bánh răng, nên ta có :

do đó:

o j

j max

aj mj

2W

T2

ττ

213892W

Tτ

τ

03

3 a

1

σ

σ y

  K 1

ε

KK

Với tiết diện  = 0,92 ;  = 0,89

K , K- hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị

số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất, theo bảng 10.12 I/ 199 có: K = 1,46 ; K = 1,54

3,57.20.37S

S

.SSS

2 2

2 τ33

2 σ33

τ33 σ33

Với 97.77

642.06

,5739987,32.1W

.kMW

Mσ

u

q t u u

T.k2W

Tτ

o

q t o



 σ 27286

.993.11.7697.77

VI: Tính toán trục II

6.1 Các lực tác dụng lên trục II, biểu đồ mômen, kết cấu trục

Các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục I :

Sơ đồ mô men như sau:

a Tính mômen tổng và mômen tương đương tại các tiết diện của trục

Mô men uốn tổng và mô men uốn tương đương tại các tiết diện tính theo

yj 2

Từ biểu đồ mô men ta tính được các giá trị Muj, Mtdj tại các tiết diện tương ứng, kết quả như trong bảng 3.3 :