thiết kế các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển xe

MỤC LỤCLỜI NÓI ĐẦU0MỤC LỤC1NHIỆM VỤ THIẾT KẾ4Chương I: GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC51. Khái niệm52. Phân loại53. Cấu tạo chung của cầu trục6Chương II: YÊU CẦU KỸ THUẬT VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN71. Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế7 1.1. Nhiệm vụ71.2. Yêu cầu82. Chọn phương án8ChươngIII: TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CỦA XE91. Bánh xe và ray92. Chọn động cơ113. Tỉ số truyền chung124. Kiểm tra động cơ điện và mô men mở máy125. Phanh14Chương IV: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC151. Phân phối tỷ số truyền162. Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục172.1.Tốc độ quay của các trục172.2. Tính công su ất các trục172.3.Tính mômen xoắn trên các trục17 3. Thiết kế bộ truyền trong hộp18 3.1. Bộ truyền cấp nhanh183.2. Bộ truyền bánh răng trung gian273.3 Kiểm tra các điều kiện394. Thiết kế các chi tiết trục và đỡ nối 424.1. Thiết kế trục42 4.2 Chọn ổ lăn954.3 Tính chọn mối ghép then1094.4 Chọn khớp nối1144.5 Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết khác115Chương V: THIẾT KẾ CÁC BỘ PHẬN KHÁC CỦA CƠ CẤU DI CHUYỂN XE1201. Trục bánh dẫn1202. Ổ đỡ trục bánh xe125Chương VI: THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG TRỤC I1271. Phân tích chi tiết ga công1271.1. Phân tích yêu cầu kỹ thuật và chọn phương pháp gia công lần cuối1271.2. Phân tích tính công nghệ trong kết cấu1282. Xác định dạng sản xuất1282.1. Ý nghĩa của việc xác định dạng sản xuất128 2.2. Xác định dạng sản xuất1293. Chọn phương pháp chế tạo phôi1304. Thiết kế quy trình công nghệ1314.1 Chọn chuẩn1314.2. Lập quy trình công nghệ1354.3. Tra lượng dư 1464.4. Tra chế độ cắt148TÀI LIỆU THAM KHẢO150

một nước công nghiệp thì vấn đề đưa máy móc vào phục vụ sản xuất là một nhu cầubức thiết Để giảm sự có mặt của con người trong những công việc nặng nhọc đặc biệttrong quá trình vận chuyển trong sản xuất thì máy trục là một giải pháp hữu hiệu vừađem lai năng suất cao vừa giải phóng được con người trong những công việc nặngnhọc, đồng thời góp phần không thể thiếu vào quá trình cơ khí hóa, tự động hóa.

Đồ án tốt nghiệp thiết kế cơ cấu di chuyển trong xe lăn của cầu lăn dẫn độngbằng điện là đề tài có tính thực tế cao,là phần kiến thức quan trọng đối với sinh viênkhoa cơ khí nói chung và nghành chế tạo máy nói riêng Đề tài có kiến thức tổng hợpcủa các môn học: chi tiết máy, sức bền vật liệu, máy nâng chuyển, vẽ kỹ thuật, côngnghệ chế tạo máy

Qua đề tài giúp em có điều kiện tiếp xúc với thực tế sản xuất có những hiểu biếttrong yêu cầu sản xuất của phân xưởng, đồng thời đề tài còn giúp em có cơ hội củng

cố những kiến thức của các thầy cô trong trường đã bỏ bao tâm huyết để chuyền đạtcho sinh viên, giúp chúng em có hành trang để bước vào nghề

Do kiến thức còn hạn chế nên nội dung trình bày còn nhiều hạn chế và khótránh khỏi những thiếu sót rất mong được sự góp ý và bổ xung của thầy cô để đề tàichúng em được hoàn thiện hơn

Chúng em rất chân thành cảm ơn sự giúp đỡ cảu các thầy cô trong bộ môn, đặcbiệt là sự nhiệt tình giúp đỡ, chỉ dẫn, giải thích của cô Nguyễn Thị Quốc Dung và côTrần Thị Phương Thảo đã giúp em hoàn thành đề tài

Thái Nguyên ngày tháng năm 2011

Sinh viên thực hiện đồ án

Nguyễn Văn Hiệp

MỤC LỤC

MỤC LỤC 2

NHIỆM VỤ THIẾT KẾ 2

Chương II 6

YÊU CẦU KỸ THUẬT VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN 6

ChươngIII 8

TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CỦA XE 8

Chương IV 14

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 14

Chương V 117

THIẾT KẾ CÁC BỘ PHẬN KHÁC CỦA CƠ CẤU DI CHUYỂN XE 117

TÀI LIỆU THAM KHẢO 147

NHIỆM VỤ THIẾT KẾ

Thiết kế cơ cấu di chuyển trong xe lăn của cầu lăn dẫn động bằng điện dùng hộp giảm tốc 3 cấp thẳng đứng đảm bảo yêu cầu về thông số hoạt động và đặc tính kỹ thuật cho trước:

- Kích thước nhỏ gọn phù hợp với không gian làm viẹc chật hẹp trong xưởng cơ khí

- Đảm bảo an toàn , bền, kinh tế,dễ dàng vận hành và bảo trì

- Tăng năng suất giảm nhẹ sức lao động cho công nhân trong việc vận chuyển

- Đặc tính kỹ thuật:

+ Tải trọng : Q = 11 tấn+ Trọng lượng xe và bộ phận mang: G0 = 42000N+ Vận tóc di chuyển của xe: vx = 15 m/ph+ Chế độ làm việc: rất nặng+ Tính chất tải trọng : thay đổi , hai chiều.

+ Cầu trục hai dầm cũng có hai loại kiểu treo và kiểu tựa

3 Cấu tạo chung của cầu trục

- Cầu trục có nhiều dạng khác nhau nhưng nhìn chung có các bộ phận sau:

+ Động cơ: Trong máy trục thường sử dụng ba loại động cơ như: động

cơ đốt trong, động cơ khí nén và động cơ điện Động cơ đốt trong thích hợp với máy dichuyển nhiều hoạt động động lập không theo quỹ đạo nhất định và xa nguồn điện.Động cơ khí nén thường sử dụng trong những máy cố định hay những máy công cụ.Động cơ điện là loại động cơ được sử dụng rộng rãi nhất trong cầu trục vì phù hợp vớitính chất làm việc của cầu trục như: cố định, di chuyển ngắn theo quỹ đạo nhất địnhgần nguồn điện, công suất lớn, gọn nhẹ, chịu tải tốt, thay đổi tốc độ và chiều quaynhanh, dễ tự động hóa

+ Hệ thống chuyền động: Có rất nhieuù kiểu truyền động như truyềnđộng dầu khí nén , truyền động điện, truyền động cơ khí , truyền động hỗn hợp Tuynhiên trong cầu trục dùng phổ biến truyển động cơ khí vì rễ chế tạo và an toàn

+ Cơ cấu công tác

+ Cơ cấu quay

+ Cơ cấu di chuyển: thường sử dụng di chuyển bánh xe và ray

+ Hệ thông diều khiển: sử dụng để tắt mở hoạt động của cơ cấu

+ Khung bệ

+ Các thiết bị phụ

- Để dễ dàng cho việc thiết kế người ta chia cầu trục ra làm ba cơ cấu chính: cơcấu nâng vật, cơ cấu di chuyển xe con và cơ cấu di chuyển cầu.

Chương II YÊU CẦU KỸ THUẬT VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN

1 Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế

- Đảm bảo an toàn , bền, kinh tế,dễ dàng vận hành và bảo trì

- Tăng năng suất giảm nhẹ sức lao động cho công nhân trong việc vận chuyển

- Đặc tính kỹ thuật:

+ Tải trọng : Q = 11 tấn+ Trọng lượng xe và bộ phận mang: G0 = 42000N+ Vận tóc di chuyển của xe: vx = 15 m/ph+ Chế độ làm việc: rất nặng+ Tính chất tải trọng : thay đổi , hai chiều

+ Hệ số cản ban đầu: kbd = 1,5

2 Chọn phương án

- Cơ cấu di chuyển xe lăn gồm các bộ phận:động cơ điện, phanh, hộp giảmtốc, bánh xe di chuyển và kết cấu bộ phận liên kết các phần của cơ cấu

- Động cơ diện có hai loại một chiều và xoay chiều Động cơ điện xoay chiều

ba pha được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp với công xuất cao, tính bền cao, dễđảo chiều và rẻ tiền Bên cạnh đó ta có động cơ một chiều: có khả năng điều chỉnh tốc

độ trong pham vi rộng khả năng làm việc êm, hãm, mômen khởi động lớn, nhưng giáthành cao, cồng kềnh khả năng đảo chiều kém Vì vậy, ta chọn động cơ là động cơđiện xoay chiều ba pha

- Hộp giảm tốc: Sử dụng bánh răng trụ bôi trơn bằng dầu nhưng ta bố trí hộptheo phương thăng đứng vi tiết kiêm không gian trong cơ cấu

- Phanh: Ta sử dụng phanh điện từ hai má hành trình ngắn

- Bánh xe: Ta sử dụng bánh xe tiêu chuẩn để giảm nhẹ công việc tính toán vàthiết kế

ChươngIII TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CỦA XE

1 Bánh xe và ray

- Ta chọn bánh xe hình trụ có hai thành bên với kích thước theo bảng bộ bánh xe

di chuyển cầu trục điện[3] Theo bảng 9-4 [ 1] với Q = 11 tấn ta chon kích thước bánh

xe lăn : đường kính sơ bộD bx = 250÷350 mm , đường kính ngõng trục

d =70÷ 100 mm

- Căn cứ vào kích thước xe theo bảng bộ bánh xe di chuyển cầu trục điện[3]tương úng với D bx = 250(mm ),d =70(mm) ta chọn thép vuông 45x45để làm ray đặtlên cầu cho xe Với kích thước của cơ cấu nâng tham khảo ta sơ bộ xác định kíchthước bố trí các bánh xe như hình vẽ

Hình 1: Sơ đồ xác định tải trọng lên bánh xe Hình 2: Sơ đồ tính sức bền bánh xe

- Tải trọng lên bánh xe : Tải trọng lên bánh xe gồm :trong lượng bản thân xe lăn0

G = 42000 N và trọng lượng vật nâng Q =110 000 N Trọng lượng xe xem như phân

bố đều cho các bánh Khi không có vật nâng thì bánh xe chụi tải trọng ít nhất Pminbằng :

0 min

• P max- tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe.

• k bx- hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu theo bảng 3-12 [ 1]

ta có k bx =1, 2 ( với tải trung bình)

• γ - hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng, xác định theo công thức

0

12

- Bánh xe kẹp chặt trên trục và không thẻ quay tương đối với mặt phẳng vuônggóc

Sức bền dập xác định theo công thức 2-67[1]:

2

44321

190 190 565,7 / 40.125

bx b

2 Chọn động cơ

- Lực cản tĩnh chuyển động của xe lăn gồm có : Lực cản do ma sát và lực cản do

độ dốc của đường ray Thành phần lục cản do gió ỏ đay không có vì cầu lăn làmviệc trong nhà

Trong đó µ, f là hệ số ma sát lăn và ma sát trượt của ổ , lấy theo bảng 3-7,3-8 [1]

+ Lực cản do độ dốc của đường ray đặt trên cầu:

Theo công thức 3-41[1]:

W =α G +Q = 0.002(42000 110000) 304 + = N

Trong đó α :độ dốc của đường ray: lấy theo bảng 3-9 [1]

- Tổng lực cản tĩnh tác dụng lên cơ cấu: theo công thức3-39[1]

Wt =k.W +W +W =2,05.1216 304 0 2796,8+ + = N

Với k=2,05 hệ số tính đến ma sát thành bánh, lấy theo bảng 3-6 [1] tương ứng với

tỷ lệ giữa khoảng cách bánh và khoảng cách trục bánh xe bằng 1600 1.3

dc t t dc

η - hiệu xuất của cơ cấu di chuyển, lấy theo bảng 1-9[1]

- Tương ứng với chế độ làm việc cảu cơ cấu là trung bình có CĐ%=60% sơ bộchọn động cơ điện MT 21-6 [3]( át lát máy nâng chuyển)có các đặc tính sau:

- Công suất danh nghĩa : N dc =0,9 wk

- Số vòng quay danh nghĩa: n dc =935vg ph/

dc x bx

n i n

4 Kiểm tra động cơ điện và mô men mở máy

- Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám k b =1, 2 tính cho truờnghợp lực bám ít nhát (khi không có vật nâng) theo công thức3-51[1]:

d

G =42000/2=21000N

+ G o- Trọng lượng xe kể cả bộ phận mang vật G o=42000N+ ϕ - Hệ số bám của xe vào đường ray:làm việc trong nhà lấyϕ=0,20+ f - Hệ số ma sát trong ổ trục tbeo bảng 3-8 lấy f = 0,015

+ d, Dmax - Là đường kính ngõng trục và đường kinh xe lăn

⇒ đảm bảo điều kiện về lực bám Mm(dc) < o

( 2) 2 *

2 2 2

- Kiểm tra phanh đã chọn

+ Hệ số an toàn bám: Xe co thể bị trượt trơn trong quá trình phanh xekhông có vật nâng Đối với trường hợp nay hệ số an toàn bám kiểm tra theo công

1.460,75

j G g

Chương IV THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Theo sơ đồ của cơ cấu di chuyển xe ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đặt đứng Hộp giảm tốc phải dảm bảo các yêu cầu sau:

Với CĐ%=60% , số vòng quay của trục vào là 935 vg/ph, truyền được công suất0,8 kW và tỷ số truỳên là iΣ= 48,927

1 Phân phối tỷ số truyền

- Bên cạnh vật liệu chế tạo bánh răng, điều kiện chụi tải việc phân phối tỷ sốtruyền trong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc

Có nhiều phương pháp để phân phôi tỷ số truyền dựa vào các yêu cầu:

+ Theo yêu cầu về công nghệ: kích thước, khối lượng nhỏ gọn

+ Theo yêu cầu về bôi trơn các bánh răng ăn khớp

+ Theo yêu cầu về gia công vỏ hộp

+ Theo yêu cầu về điều kiện sức bền đều của các cặp bánh răng ăn khớptrong hộp đây là yêu cầu được sử dụng nhiều nhất

- Việc phân phối tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp được xácđịnh dựa vào biểu đồ hình 3.22 [2] trang 46

u =3,955

2 Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục

Trabảng6.2 [2].Trị sốcủa 0

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

lim

H

σ

=2.HB+70

+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S H =1,1

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

lim

F

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

+ Chọn độ rắn bánh răng nhỏ (tôi cải thiện) : HB1 =192

+ Chọn độ rắn bánh răng lớn (thường hoá) : HB2 =170

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ i : chỉ só chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét

+ Tmax : mụ men xoắn lớn nhất của bộ truyền

+ c : số lần ăn khớp trong một vũng quay

+ t∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Theo bảng 1-1

S

σΗ

ZR.ZV.KXH.KHLTrong đó :

+ Z R - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ Z v - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vũng

+ K xH- Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ SH – H ệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp theo bảng 6.2[2] lấy = 1,1

(tính sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH= 1) Bánh nhỏ : [σH1] = 454.11,1 = 412,73 (Mpa)

b Ứng suất uốn cho phép

-Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:N FO1=N FO2=4.10 6(MPa)

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương:

6 max

+ Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng + Y s- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ K xF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy : Y R.Y s.K xF =1

+ SF - Hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn theo bảng 6.2[2] lấy = 1,75

Do đó :

0 lim

1

( 1).

+ K a- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số K a ta chọn K a= 43 MPa1/3

+ K Hβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về tiếp xúc

Với hệ số ψbd = 0,5.ψba.(u1+1) = 0,5.0,25.(3,152+1) = 0,52

Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

H

K β ta chọn K Hβ=1,06 (sơ đồ 3)

TI =8089,4 (Nmm) - Mômen xoắn trên trục chủ động

8089, 4 1,0643.(3,152 1)

a

m u

β+ =

2.75.0,96591,5.(3,152 1)+ = 23 (răng)⇒ chọn Z1 = 23(răng)

Z2 = u1.Z1 = 3,152.23= 73(răng) ⇒ Z2 = 73(răng)

-Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

2 1

733,1723

3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điềukiện:

1

2 1

2 .( 1)

βα + βb - Là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβb = cosαt.tgβ

Vì εβ = bW.sinβ/mn.π =

0

20.sin(16 ) 1,5.3,14 = 1,13>1,1

Trong đó :

• KH β = 1,06 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 )

• KH α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp

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

Trong đó:

δH là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15được δH = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trongbảng 6.16 được g0 = 73

3.1.5 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 một giá trị cho phép :

+ Yε- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Yε= 1

α

ε =

11,63 = 0,61 + Yβ- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

Zv2= cos23

Z

β = 0 3

78(cos16 ) = 82,5

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 là YF1= 3,9; YF2= 3,61

Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

F

K βkhi tính toán về uốn là KF β= 1,15

Tra Bảng 6.14: Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp khi tính về uốn với bánh răng nghiêng KF α = 1,37

+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,15.1,37.1,1=1,73

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

[σF2]CX = [σF2]YRYSKxF = 122,4.1.1.1,05 = 128,52(MPa) > σF2

⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

3.1.6 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 sốquá tải

Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại

ứng suất tiếp xúc cực đại σHmaxkhông được vượt quá một giới hạn cho phép:

σ =σ = = 467,4(MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

Các thông số cơ bản của bộ truyền

1 2 1 2 1 2

ax=1260Mpaax=952Mpa

138, 24Mpa

122, 4Mpaax=360Mpaax=272Mpa

H H F F F F

m m

m m

δδδδδδ

=

=

3.2.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

2 3

2

( 1).

+ K a- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số K a ta chọn K a= 43 MPa1/3

+ K Hβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Với hệ số ψbd = 0,5.ψba.(u2+1) = 0,5.0,3.(3.925+1) = 0,74 tra Bảng 6.7: Trị số của hệ

số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hβ ta chọn K Hβ=1,10 (sơ

392,73 3,925.0,3

w

=> lấy a w2 = 115(mm)

3.2.3 Xác định các thông số ăn khớp

- Môđun: mn = (0,01÷0,02).a w2= (0,01÷0,02).115=1.15÷2,3 => traBảng : Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp mn = 2

a

m u

β+ =

2.115.0,96592.(3,925 1)+ = 22,5 (răng)⇒ chọn Z3 = 23(răng)

Z4 = u2.Z3 = 3,925.23= 90,27(răng) ⇒ Z4 = 90(răng)

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là:

4 3

903,9123

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoảmãn điều kiện:

2

2 3

βα + βb - Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβb =cosαt.tgβ

ZH = 2.cos(10,05 )00

sin(2.20,33 ) = 1,74 + Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Vì +εβ = bW.sinβ/mn.π =

0

34.sin(10,7 ) 2.3,14 = 1,005>1

1,68 = 0,77 + dw1 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức 6.11[2] ta có:

Trong đó :

• KH β = 1,10 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 )

• KH α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cácđôi răng đồng thời ăn khớp

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

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

+ δH - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15được δH = 0,002

+ g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2

Tra trong bảng 6.16 được g0 = 73.

3.2.5 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 một giá trị cho phép :

Yβ = − β = −

= 0,92

+ YF3, YF4 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và

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= 3,9, YF4= 3,61

Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

F

K βkhi tính toán về uốn được KF β= 1,21

Tra Bảng 6.14[2] : 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 nghiêng KF α = 1,37

+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khitính về uốn

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,21.1,37.1,03=1,71

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

⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

3.1.6 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

Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại σHmaxkhông được vượt quá một giới hạn cho phép

σ =σ = = 460,04(MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại :

Các thông số cơ bản của bộ truyền

•Với hộp giảm tốc có tải trọng trung bình và nhỏ nên ta không thay đổi vật liệu các

bộ chuyền Vậy ta chọn vật liệu C45 với các thông số như trên

[ ]δH = 392,73Mpa

[ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ]

1 2 1 2 1 2

ax=1260Mpaax=952Mpa

138, 24Mpa

122, 4Mpaax=360Mpaax=272Mpa

H H F F F F

m m

m m

δδδδδδ

=

=

3.2.2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3 3

3

( 1).

Với hệ số ψbd = 0,5.ψba.(u3+1) = 0,5.0,3.(3,955+1) = 0,74 tra Bảng 6.7: Trị số của hệ

số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hβ ta chọn K Hβ=1,1(sơ đồ 3)

T3 =92371,3 (Nmm) mômen xoắn trên trục chủ động

3

92371,3 1,1043.(3,955 1)

•Chiều rộng vành răng : bW= aW3.ψba = 170.0,3 = 51 (mm) chon bW=55(mm)

a

m u

β+ =

2.170.0,96592,5.(3,955 1)+ = 26,5 (răng)⇒ chọn Z5 = 26(răng)

Z6 = u3.Z5 = 3,955.26= 102,83(răng) ⇒ Z6 = 103(răng)

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

6 5

1033,9626

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

•Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điềukiện :

3

2 5

βα

+ βb - Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβb = cosαt.tgβ

Vì εβ = bW.sinβ/mn.π =

0

55.sin(18, 46 ) 2.3,14 = 2,22>1,1

Trong đó :

• KH β = 1,1 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 )

• KH α- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảitrọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

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

• KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiệntrong vùng ăn khớp

Tra trong bảng 6.15 được δH = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của cácbước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73

⇒ KHv = 1 + 2.92371,3.1,1.1,130, 26.55.68,53 = 1,004

⇒ KH = 1,1.1,13.1,004 = 1,25

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2

2.92371,3.1, 25.(3,96 1)274.1,69.0,78

3.2.5 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 một giá trị cho phép :

•Số răng tương đương : Zv5 = cos35

Z

β = 0 3

26(cos18, 46 ) = 30,47

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 : YF5= 3,8; YF6= 3,6

Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

F

K βkhi tính toán về uốn được KF β= 1,21

Tra Bảng 6.14 : Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp khi tính về uốn với bánh răng nghiêng KF α = 1,37

+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khitính về uốn

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,21.1,37.1,01=1,67

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

⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

3.2.6 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 sốquá tải

Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại

ứng suất tiếp xúc cực đại σHmaxkhông được vượt quá một giới hạn cho phép:

σ =σ = = 468,59(MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

•Ứng suất uốn cực đại :

Các thông số cơ bản của bộ truyền

3.3 Kiểm tra các điều kiện

3.3.1 Kiểm tra các điều kiện chạm trục

d

=170 - 190,35

2 - 55

2 = 47,325(mm) > 10 (mm)

⇒ Thoả mãn điều kiện không chạm trục

3.3.2 Kiểm tra điều kiện lắp

Để giảm kích thước hộp ta nên kiểm tra điều kiện lắp của bănh răng:Điều kiên lắptheo hình vẽ là aw2 – (da2+da5)/2 = 115 – (116,36+72,29)/2 = 20,675 >10 Thoả mãn điềukiện lắp.

3.3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Đối với hộp giảm tốc được bố trí thẳng đứng như trong xe lăn việc bôi trơn là rấtkhố khăn và khó thể thực hiện được Nhưng do diều kiện vận tốc di chuyển của xe lànhỏ nên trong trường hợp này ta vẫn sử dụng phương án ngâm dầu cho các bánhrăng.Trong trường hợp này ta tính toán bôi trơn cho bộ truyền cấp nhanh

3.2.7 Loại dầu bôi trơn

Chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc là dầu ôtô máy kéoAK-15 Do được sử dụngrộng rãi có độ nhớt centistoc ở 500c là(>135) ở 1000c là lớn hơn 15

Theo bảng 18-11 (độ nhớt để bôi trơn theo vận tốc) :

Ta thấy với vận tốc khoảng (0,5-1)m/s và vật liệu là thép thì đọ nhớt dầu bôi trơn ở

500(1000)C là 160(20)16(3)

4 Thiết kế các chi tiết trục và đỡ nối

4.1 Thiết kế trục

4.1.1 Chọn vật liệu thiết kế trục

- Trục dùng trong hộp giảm tốc và chịu tải trung bình , ta chọn vật liệu là thép 35thường hoá có : σb= 500 (MPa ) ; HB =170 ÷ 217; σch= 300 (MPa) ; ứng suất xoắncho phép [ ]τ =12÷20 (MPa) ⇒ chọn [ ]τ =12 (MPa)