Đề tài thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

MỤC LỤC

BẢN THUYẾT MINH GỒM NHỮNG PHẦN CHÍNH SAU

PHẦN 1: Tính chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền…… ………

1 Chọn động cơ.………

2 Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục ……… …

3 Tính các thông số trên các trục……… …

PHẦN 2: Tính toán bộ truyền ngoài……

……….…

1 Chọn loại xích………

2 Tính các thông số của bộ truyền xích………

3 Kiểm nghiệm xích về độ bền……….………

4 Kích thước đĩa xích……… ………….………

5 Bảng các thông số của bộ truyền xích………

PHẦN 3: Tính bộ truyền bánh răng……… ……… ……

1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng…….…

2 Chọn vật liệu……… …

3 Xác định ứng suất cho phép……….……

6 Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng………

7 Kiểm nghiệm răng……….………

8 Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.……

9 Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng….…

10 Chọn vật liệu……… ………

11 Xác định ứng suất cho phép……….……

12 Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…

13 Kiểm nghiệm răng……….………

14 Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.…

PHẦN 4: Tính toán thiết kế trục………

1 Tính các thông số ban đầu của trục………

2 Tính đường kính các đoạn trục………

- Trục 1………

- Trục 2………

- Trục 3……… ………

3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi………

4 Tính và kiểm nghiệm then………

PHẦN 5: Tính chọn ổ đỡ………

1 Chọn ổ đỡ cho trục 1………

2 Chọn ổ đỡ cho trục 2………

3 Chọn ổ đỡ cho trục 3………

PHẦN 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ,bôi trơn và ăn khớp………

1 Thiết kế vỏ hộp………

2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc………

3 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp………

4 Thiết kế các kết cấu khác………

5 Bảng thông kê các kiểu lắp và dung sai………

Công suất cần thiết:

- Công suất làm việc trên trục máy công tác:

Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là:

Pt = Ptd = Plv.β ( β >1)β thay số ta có: Ptd = 4,16.β ( β >1)0,816 = 3,4 (KW)

- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động là:

Ta gọi ɳɳηht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống và được xác định theo công thức:

ht = k.β ( β >1) ot.β ( β >1) ol3.β ( β >1).β ( β >1) x.β ( β >1) brt2

Tra bảng 2.β ( β >1)3 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:

+ k là hiệu suất của khớp nối với: k = 0,99.β ( β >1)

+ ot là hiệu suất của 1 cặp ổ trượt: ot = 0,96.β ( β >1)

+ ol là hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ol = 0,99.β ( β >1)

+ x là hiệu suất của bộ truyền xích: x = 0,98.β ( β >1)

+ brt là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt = 0,97.β ( β >1)

Thay số vào ta có: ht = 0,99.β ( β >1)0,96.β ( β >1)0,993.β ( β >1)0,98.β ( β >1)0,972 = 0,886

- Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct= Pt/ ht thay số ta có: Pct = 3,4/0,886 = 3,84 (kW).β ( β >1)

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

+ Số vòng quay trên trục máy công tác: nlv= 60000.β ( β >1)V/(Z.β ( β >1)t)

Với V: là vận tốc của băng tải (m/s)

Z: Số răng đĩa xích tải

t: Bước xích của xích tải (mm)

Thay số vào ta có: nlv= 60000.0,3231.25,4 = 24,4 (v/p)

- Ta đi chọn sơ bộ tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:

Ut = Ux.β ( β >1)Ubrt

Ta chọn sơ bộ các tỉ số truyền như sau.β ( β >1)

+ Tỉ số truyền của bộ truyền xích: Ux = 3

+ Tỉ số truyền của hộp với hộp giảm tốc bánh răng: Ubrt = 20

Vậy tỉ số truyền của toàn hệ dẫn động là: Ut = 3.β ( β >1)20 = 60

- Số vòng quay trên trục của động cơ: nsb = nlv.β ( β >1)Ut

Thay số vào ta có: nsb = 60.β ( β >1)24,4 = 1464 (v/p)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb = 1500 ( v/p)

Để chọn động cơ ta dựa vào bảng P1.β ( β >1)3 phụ lục SGKTTTKHDĐCKtập1

Ta sử dụng loại động cơ 4A112M4Y3 có các thông số kĩ thuật như sau:

Bảng thông số kĩ thuật của động cơ

Kiểu động

cơ

Côngsuất(kw)

Vận tốcquay(v/p)

+Pdc Pct = 3,84 KW

đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:

Tmm/T ≤ TK/Tdn

Như vậy động cơ đã chọn phù hợp với yêu cầu đặt ra

1.2: Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục

- Ta đi tính lại tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:

Với: Ut = ndc/nlvthay số ta có: Ut = 1425/24,4 = 58,4

Ta đi phân phối lại tỉ số truyền như sau: chọn Ubrt = 20

Trong đó: +Tỉ số truyền cấp nhanh là: Ucn = 5,69

+Tỉ số truyền cấp chậm là: Ucc = 3,51

Ta có Ux = Ut/Ubrt = 58,4/20 = 2,92

1.3: Tính các thông số trên các trục:

-Tính toán toán tốc độ quay trên các trục :

+Trục động cơ : ndc = 1425 (v/p)

+Trục số 1: n І= ndc/Uk thay số ta có: n І= 1425/1 = 1425 (v/p)

+Trục số 2:n ІІ = nІ/Ucn thay số vào ta có: n ІІ= 1425/5,69= 250 (v/p)

+Trục số 3: n ІІІ= n ІІ/Ucc thay số vào ta có: n ІІІ= 250/3,51 = 71 (v/p)

+Trục số 4: n ІV= n ІІI/Ux thay số vào ta có:n ІV= 71/2,92 = 24,3(v/p)

- Tính công suất trên các trục:

PHẦN ІІ: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

2.1: Các số liệu ban đầu

+ Công suất: PІІI = 4,2 kw

+ Số vòng quay của trục dẫn: nІІI = 71 v/p

+Tỉ số truyền: Ux = 2,92

+ Góc nghiêng nối tâm bộ truyền ngoài: 90o

2.2:Thiết kế bộ truyền xích

2.2.1:Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống con lăn.β ( β >1)

2.2.2: Xác định các thông số của xích và bộ truyền

- Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức:

- Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức :

K = Kd  Ka  Ko  Kdc  Kb  Klv = 1  1  1,25  1  1,3  1,45 = 2,36Trong đó:

Kd = 1 (bộ truyền làm việc êm)

p = 38,1 mm.β ( β >1)

Theo bảng 5.β ( β >1)8 SGKTTTKHDĐCK tập 1 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 38,1 mm là nth = 500 vg/ph, nên điều kiện n < nth được thỏa mãn.β ( β >1)

- Vận tốc trung bình của xích:

V = π × d × n60000 = n × z × p60000 = 71× 23× 38,160000 = 1,13 m/s

= 1521,7 mm

Ta chọn a = 1517 mm ( giảm khoảng cách trục (0,0020,004).β ( β >1)a )

- Số lần va đập xích trong 1 giây:

i = 15× X z1× n1 = 15× 126 23 ×71 = 0,86 ≤ [i] = 20

Theo bảng 5.β ( β >1)9 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với bước xích p = 38,1 mm,

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

Trong đó:

+[σh] là ứng suất tiếp xúc cho phép

+ kr = 0,48 là hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

[σH] = 600Mpa, đảm bảo được độ bền cho răng đĩa 1.β ( β >1)

Tương tự với răng đĩa 2 cũng tương tự: σH2 ≤ [σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

Trong đó Kx = 1,05 do bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o

2.2.7:Các thông số của bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Giá trị

8 Vật liệu đĩa xích Thép 45(Tôi,ram)

9 Đường kính vòng chia đĩa xích

PHẦN ІІІ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1: Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng

3.1.1: Các số liệu ban đầu

- Công suất N = 4,6 (kw)

- Tỉ số truyền u = 5,69

- Tốc đ quay của bánh chủ đ ng nộ quay của bánh chủ động n ộ quay của bánh chủ động n 1 = 1425 (vg/ph)

- Thời gian làm vi c lệc l h = 16000(giờ)

Tmm = 1,4T1

T2 = 0,68T1

t1 = 3,2 (giờ)

t2 = 4,6 (giờ)

tck = 8 (giờ)

3.1.2:Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.1.2.1: Chọn vật liệu chế tạo.

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp chịu công suất không lớn lắm(Pđm = 7,5kw) ta nên sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn

HB 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp

Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng,

Ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 –

15 đơn vị tức H1 H2 + (10….15)HB

Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn

- Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là:

+Thép C45 tôi cải thiện;

+Độ rắn:HB = (241….285);

+Giới hạn bền: σ b1 = 850MPa;

+Giới hạn chảy:σ ch1 = 580MPa;

Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250

- Vật liệu chế tạo bánh răng lớn là:

+Thép C45 tôi cải thiện;

ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước 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 răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1

Do đó các công thức trên lần lượt trở thành:

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

NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúcVới: NHO = 30H2,4HB (1-3)

Do đó:

+NHO1 = 30.2502,4 = 17067789

+NHO2 = 30.2402,4 = 15474913

+NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền 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

Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a)

+NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax ¿m F.ni.ti (1-2a)

Trong đó: C : là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni :là số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I;

Mmax : mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti : là tổng số giờ làm việc của bánh răng;

Ta có: Với bánh răng nhỏ (bánh răng số 1);

Xét do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1 ; KHL2 = 1

Tương tự ta có: NFE1 > NFO , NFE2 > NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;

Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)

+ T1: Là mômen xoắn trên bánh dẫn 1: T1 = 30828 N.β ( β >1)mm

+ KHα: Là h số phân bố không đều tải trọng giữa các răngệc l

Ta chọn KHα = 1

+ ψd.[σH]2.ud = \f(bw,dw1 chọn theo ψd.[σH]2.ua = \f(bw,aw = 0,3

Ψd = 0,53.β ( β >1)ψd.[σH]2.ua.β ( β >1)(u+1) = 0,53.β ( β >1)0,3.β ( β >1)(5,69+1) = 1,06

+ Theo trị số Ψd và bảng 6.β ( β >1)7SGKTTTKHĐCK tập 1 ta tìm được

KHβ = 1,15 (sơ đồ 3)

+Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 500 MPa

+ KHv: Là h số tải trọng đ ngệc l ộ quay của bánh chủ động n

Vì tính sơ b nên lấy Kộ quay của bánh chủ động n Hv = 1,2

d: Các kích thước của các bánh răng

- Các đường kính vòng chia (b truyền không dịch chỉnh)ộ quay của bánh chủ động n

d1 = m.β ( β >1)Z1 = 2.β ( β >1)22 = 44 mm

d2 = m.β ( β >1)Z2 = 2.β ( β >1)125 = 250 mm

- Chiều r ng vành răng:ộ quay của bánh chủ động n

bw = ψd.[σH]2.ud.β ( β >1)dw1 = 1,06.β ( β >1)44 = 46,7 mm

Lấy bw = 47 mm

Khoảng cách trục aw = 147 mm

3.1.2.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

Thay số vào công thức Zε = √4−1,73 = 0,87

+KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc;

Với bánh răng trụ răng thẳng KHα = 1

+KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn khớp, tính theo công thức sau:

KHv = 1 + V H d w 1 b w

2T1 K Hα K Hβ (1-1)-Với VH = δH.go.V.√a w 1

U (1-2)Trong đó:+ V là vận tốc vòng của bánh răng trụ nhỏ và được tính theo CT:

V = π d w 1 n І

60 10 3 thay số vào ta có: V = 3,14.44 1425

60 103 = 3,3(m/s)

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 8;

+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánhrăng trụ răng thẳng nên ta chọn δH = 0,006;

+go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 56;

+dw1 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1 = 44 (mm)

Thay số vào công thức (1-2) ta có:

Vậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có:

3.1.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Hai điều kiện đưa ra với bộ truyền bánh răng trụ đó là

+ σF1= 2T1 K F .Y εԐ Y β .Y F 1

b w m d w 1 ≤ [σF1] (1)

+ σF2= σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤ [σF2] (2)-Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 30828 (N.mm) +m là mô đun

Với m = 2

+bw chiều rộng vành răng, bw = 47 (mm)

+dw1 đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động

dw1 = 44(mm)

+Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với bánh răng trụ răng thẳng, β = 0,Yβ = 1

+YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính theo công thức sau:

Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,016.

+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng

Tra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 8 ứng với môđun bánh răng = 2(mm) ta chọn go = 56

So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:

[σF1] = 257,43 MPa với σF1 = 60,7 MPa

[σF2] = 246,857 MPa Với σF2 = 56 MPa

Ta thấy rằng +σF1 = 60,7 MPa < [σF1] = 257,43 MPa

+σF2 = 56 MPa < [σF2] = 246,857 MPa

Như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo

3.1.2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải

Lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh

ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy răng

Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :

Kqt = T max

T = T mm

T1 = 1,4

Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa

+Tmax là mô men quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép

+ σHmax = σH.√K qt ≤ [σH]max

+ σFmax = σF.Kqt ≤[σF]max

+Với σH như đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và σHmax đã được tính ở phần trên

+Với σF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và

σFmax đã được tính ở trên.

Với σH = 427 MPa;

+[σH1]max = 1624 MPa, [σH2]max = 1260 MPa

+[σF1]max = 464 MPa, [σF2]max = 350 MPa

So sánh giữa các giá trị ta thấy

+σHmax = 505,23 MPa < [σH1]max = 1624 MPa

+σHmax = 505,23 MPa < [σH2]max = 1260 MPa

Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

2.1.2.7: Xác định các kích thước trong b truyền bánh răng ộ đường kính vòng lăn

Vì tính toán và kiểm nghi m các điều ki n bền của bánh răng được thỏa mãn ệc l ệc l

do đó

Các kích thước là:

- da2 = 254 (mm)Đường kính chân răng - df1 = 39 (mm)

- df2 = 245 (mm)Chiều rộng vành răng - bw = 47 (mm)

Hệ số dịch chỉnh - X1 = X2 = 0(mm)

3.2: Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng

3.2.1: Các số liệu ban đầu

- Công suất N = 4,4 (kw)

- Tỉ số truyền u = 3,51

- Tốc đ quay của bánh chủ đ ng nộ quay của bánh chủ động n ộ quay của bánh chủ động n 1 = 250 (vg/ph)

- Thời gian làm vi c lệc l h = 16000(giờ)

3.2.2.1: Chọn vật liệu chế tạo.

Ta sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp

Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng, ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ

10 – 15 đơn vị tức H1 ≥ H2 + (10….15)HB

Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn

- Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là:

+Thép C45 tôi cải thiện;

+Độ rắn:HB = (241….285);

+Giới hạn bền: σ b1 = 850MPa;

+Giới hạn chảy:σ ch1 = 580MPa;

Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250

- Vật liệu chế tạo bánh răng lớn là:

+Thép C45 tôi cải thiện;

KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước 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 răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1

Do đó các công thức trên lần lượt trở thành:

¿ ¿] = σ o Hlim

S H KHL (1-a)

[σ¿¿F ]¿ = σ o Flim

s F KFL.KF (2-a)

Trong đó :σ Hlim0 ;σ Flim0 lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1 với thép C45

tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)

Ta có: σo

σo

Flim = 1,8HB ; SF = 1,75;

với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiế p xúc và độ bền uốn;

Thay các kết qua trên vào công thức ta có:

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

NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúcVới: NHO = 30H2,4HB (1-3)

Do đó:

+NHO1 = 30.2502,4 = 17,068.106

+NHO2 = 30.2402,4 = 15,47.106

+NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền 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

Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a)

+NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax ¿m F.ni.ti (1-2a)

Trong đó: C : là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni :là số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I;

Mmax : mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti : là tổng số giờ làm việc của bánh răng;

Ta có: Với bánh răng nhỏ (bánh răng số 1);

Xét do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1 ; KHL2 = 1

Tương tự ta có: NFE1 > NFO , NFE2 > NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;

Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)

Theo công thức: [σH] = 0,5.β ( β >1)([σH1] + [σH2])

[σH] = 1,18.β ( β >1)[σH2]

Ta có: [σH] = 0,5.β ( β >1)( 518 + 500) = 509 Mpa

[σH] = 1,18.β ( β >1)500 = 590 Mpa

V y ta lấy [ậy d σH] = 509 Mpa

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

+ T1: Là mômen xoắn trên bánh dẫn 1: T1 = 84040 N.β ( β >1)mm

+ KHα: Là h số phân bố không đều tải trọng giữa các răngệc l

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 509MPa.

+ KHv: Là h số tải trọng đ ngệc l ộ quay của bánh chủ động n

Vì tính sơ b nên lấy Kộ quay của bánh chủ động n Hv = 1,2

c: Chọn sơ b góc nghiêng β = 35° ộ đường kính vòng lăn

Số răng bánh nhỏ Z1 = \f(dw1.β ( β >1)cosβ,m = 63.cos 352,5 = 20,6

Lấy Z1 = 21 răng

Z2 = u.β ( β >1)Z1 = 21.β ( β >1)3,51 = 73,71 răngLấy Z2 = 74 răng

Tính lại góc nghiêng β

Cosβ = \f(,2.β ( β >1)aw = 2,5.(21+74)2.142 = 0,836 => β = 33 016'

d: Các kích thước của các bánh răng

- Các đường kính vòng chia (b truyền không dịch chỉnh)ộ quay của bánh chủ động n

d1 = dw1 = m Z cosβ1 = 2,5.210,836 = 63 mm

3.2.2.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

+ Zε: Là h số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc với bánh răng nghiêngệc l

Với bánh răng trụ răng nghiêng tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1

U (1-2)Trong đó:+ V là vận tốc vòng của bánh răng trụ nhỏ và được tính theo CT:

V = π d w 1 n І

60 103 thay số vào ta có: V = 3,14.63.250

60 103 = 0,82(m/s)

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 9;

+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánhrăng trụ răng nghiêng nên ta chọn δH = 0,002;

+go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 73;

+dw1 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1 = 63 (mm)

Thay số vào công thức (1-2) ta có:

+ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với

3.2.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Hai điều kiện đưa ra với bộ truyền bánh răng trụ đó là

+V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 0,82(m/s) + Khoảng cách trục aw = 142 mm

+dw1 đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ

mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,28.1,37.1,02= 1,8

Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có :

σF1 = 2.84040.1,8 0,69 0,76 3,6845.2,5 63 = 108,4 MPa

σF2 = 108,4.3,63,68 = 106 MPa

So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:

[σF1] = 257,43 MPa với σF1 = 108,4 MPa

[σF2] = 246,857 MPa Với σF2 = 106 MPa

Ta thấy rằng +σF1 = 108,4 MPa < [σF1] = 257,43 MPa

+σF2 = 106 MPa < [σF2] = 246,857 MPa

Như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo

3.2.2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải

Lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh

ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy răng

Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :

Kqt = T max

T = T mm

T1 = 1,4

Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa

+Tmax là mô men quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép

+[σH1]max = 1624 MPa, [σH2]max = 1260 MPa

+[σF1]max = 464 MPa, [σF2]max = 350 MPa

+σF1 = 108,4MPa, σF2 = 106 MPa

Thay các giá trị trên vào công thức ta có:

+σHmax = 425,72.√1,4 = 503,72 MPa.

So sánh giữa các giá trị ta thấy

+σHmax = 503,72 MPa < [σH1]max = 1624 MPa

+σHmax = 503,72 MPa < [σH2]max = 1260 MPa

Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

2.2.2.7: Xác định các kích thước trong b truyền bánh răng ộ đường kính vòng lăn

Vì tính toán và kiểm nghi m các điều ki n bền của bánh răng được thỏa mãn ệc l ệc l

- da2 = 226 (mm)Đường kính chân răng - df1 = 56,75(mm)

- df2 = 214,75(mm)Chiều rộng vành răng - bw =45 (mm)

4.1: Chọn và tính các thông số ban đầu của trục

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

[τ ] =20 ÷ 25 MPa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc

[τ ] =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian

4.1.1 Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:

Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.β ( β >1)7 SGKTTTKHDĐCK tập 1

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động

cơ thì đường kính này tối thiểu bằng(0,8…1,2).β ( β >1)dđc

 

3

0, 2.

T d



