thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ

Chọn kiểu loại động cơ điện : Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật làđơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộpgiảm tốc của c

MỤC LỤC

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí 3

1 Chọn động cơ điện : 3

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện : 3

1.2 -Chọn công suất động cơ : 4

1.3-Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 6

1.4-Chọn động cơ 7

1.5- Kiểm tra điều kiện mở máy: 7

2- Phân phối tỷ số truyền: 8

2.1 Tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc: 8

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc 8

3- Xác định các thông số trên các trục 8

3.1- Tính tốc độ quay của các trục: 8

3.2- Tính công suất trên các trục: 9

3.3- Tính momen xoắn trên các trục: 9

3.4 Bảng số liệu tính toán: 10

Phần II : Thiết kế các chi tiết truyền động 11

1- Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh 11

1.1- Chọn vật liệu 11

1.2- Xác định ứng suất cho phép 12

1.3- Xác định thông số cơ bản của bộ truyền: 17

1.4- Xác định các thông số ăn khớp: 18

1.5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 20

1.6- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 22

1.7- Kiểm nghiệm về quá tải 25

1.8- Các thông số và kích thước bộ truyền 26

2- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm 27

2.1- Chọn vật liệu 27

2.2- Xác định ứng suất cho phép 27

2.3 Tính sơ bộ khoảng cách trục 32

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 33

2.5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 35

2.6- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 37

2.7 Kiểm nghiệm về quá tải: 38

2.8- Các kích thước và thông số bộ truyền 39

3.Kiểm tra điều kiện chạm trục và điều kiện bôi trơn 40

3.1- Điều kiện chạm trục: 40

3.2- Điều kiện bôi trơn: 41

4 Kiểm tra sai số vận tốc : 43

Phần III :Thiết kế các chi tiết đỡ nối 44

1 Thiết kế trục 44

1.1 Chọn vật liệu : 44

1.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: 45

1.3 Tính đường kính sơ bộ 46

1.4 Tính gần đúng đường kính trục: 51

1.5 Tính chính xác trục: 63

1.6 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi: 63

1.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: 72

2 Chọn ổ lăn 74

2.1.Chọn ổ lăn cho trục I: 74

2.1.1 Chọn loại ổ lăn: 74

2.1.2 Chọn cấp chính xác cho ổ: 75

2.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động: 75

2.1.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: 77

2.2 Chọn ổ lăn cho trục II: 78

2.2.1 Chọn loại ổ lăn: 78

2.2.2 Chọn cấp chính xác cho ổ: 79

2.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động: 79

2.2.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: 81

2.3 Chọn ổ lăn cho III: 81

2.3.1 Chọn loại ổ lăn: 81

2.3.2 Chọn cấp chính xác cho ổ: 83

2.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động: 83

2.3.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: 85

3.Tính chọn khớp nối 86

3.1.Tính chọn khớp nối cho trục I 86

3.3.Tính chọn khớp nối cho trục III 88

4 Tính chọn then 89

4.1 Tính chọn then cho trục I: 90

4.2 Tính chọn then cho trục II: 92

4.3 Tính chọn then cho trục III: 94

Phần IV: Bôi trơn trong hộp giảm tốc thiết kế vỏ hộp và các chi tiết liên quan 97

1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc: 97

2.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết liên quan: 97

2.1.Chọn bề mặt lắp ghép nắp và thân: 97

2.2.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp: 98

2.3.Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo của vỏ HGT: 100

2.3.1.Bu lông vòng hoặc vòng móc: 100

2.3.2 Chốt định vị: 101

2.3.4.Cửa thăm: 101

2.3.5.Nút thông hơi: 102

2.3.6.Nút tháo dầu: 102

2.3.7.Que thăm dầu: 103

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ SẢN PHẨM VỚI CAD

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

1 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 làđơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộpgiảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế Dưới 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 đổitrị 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 giáthành 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 , máytrục , 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 dình 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 bịtương 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 ngắn mạch 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 ,giáthành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vihẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu diểm là kết cấu đơn

giản , giá thành hạ , dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba phakhông cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so vớiđộng 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 ngắn mạch

1.2 -Chọn công suất động cơ :

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảmbảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép

Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:

dc dt

ct lv dc lv

1, 2, 3 là hiệu suất các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ truyền dẫn.

Giá trị của chúng cho trong bảng 1.1

 = 2 2 4

ol brt

k η η η

Trong đó :

k là hiệu suất khớp nối : k=1

brt là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

br=0,98 (nằm trong HGT nên được che kín)

ol là hiệu suất một cặp ổ lăn : ol=0,995

941 , 0

45 , 10

1.3-Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Cần chú ý đén việc chọn hợp lý số vòng quay của động cơ động cơ có

số vòng quay cang lớn thì kich thước, tải trọng, giá thàng động cơ

giảm về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn,tuy nhiên nếu

số vong quay càng lớn thì tỉ số truyền động chung càng lớn và kết quả làm tăng khôn khổ,kích thước,giá thàng của các bộ truyền,trục,ổ Với lý

do này nên chọn động cơ có số vòng quay nhỏ.vìvậy phải chọn số vòng quay của động cơ hợp lý.Số vòng quay đồng bộ động cơ (còn gọi là tốc

độ từ trường quay theo tiêu chuẩn có các số vòng quay là

3000,1500,1000,750,600 và 500 v/ph

+Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nsb=1500(v/ph)

(không kể đến sự trượt)

+) Tính số vòng quay của trục công tác:

- Với hệ dẫn động băng tải:

) / ( 44 , 86 420 14 , 3

9 , 1 10 60 10

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

v - vận tốc vòng của băng tải (m/s);

sb db

dc lv

dc dm

n n

P P

1.5- Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn đểthắng sức ỳ của hệ thống Vì vậy cần kiểm tra mở máy của động cơ:

.

dc cbd

dc

Với . dc.

dm mm

Pmmdc: Công suất mở máy động cơ (KW)

Pcbddc=Plvdc Kbd :Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (KW)

dm mm

2- Phân phối tỷ số truyền:

2.1 Tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc:

77 , 16 44 , 86

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền nối tiếp :u  u h =16,77

uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

77 , 16



II I I

Trục III:

1 , 3

022 , 268





III II

II

u n

Với uIII = uK = udc-I =1 : Tỷ số khớp nối

3.2- Tính công suất trên các trục:

Chọn công suất danh nghĩa là công suất lớn nhất

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

) ( 11 ,

n

P P P

ct LV dc LV

77 , 10 10 55 ,

5 , 10 10 55 ,

45 , 10 10 55 ,

Số vòng quayn(v/ph)

Mômen xoắnT(Nmm)

Phần II : Thiết kế các chi tiết truyền động

Thiết kế bộ truyền bánh răng 1- Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh.

Số liệu ban đầu:

độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này

có khả năng chạy mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoáhoặc tôi cải thiện

a/- Bánh nhỏ: Dùng thép 45 có tôi cải thiện.

Loại bánh

răng

Nhãnhiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn bền

b

 Mpa

Giới hạnchảy ch

MPaNhỏ và

Tôi cảithiện

Giới hạn bền

b

 Mpa

Giới hạnchảy ch

MPaNhỏ và

Trong đó:

ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc, lấy ZR = 1

ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, ZV =0 , 85v0 , 1 , khiV5m/s lấy ZV=1

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, lấy

kXH = 1( da < 700mm)

kHL: Hệ số xét đến tuổi thọ Theo công thức (6.3) (1)

H

m HE

HO HL

NH0: Chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử kề tiếp xúc

NH0 =30HHB2,4

Với bánh nhỏ HB=280

NH0 =30HHB2,4 = 30.2802,4 = 22,403 106(N)

Với bánh lớn HB=200

1450 1

 = 2HB + 70 (Tra theo bảng 6.2 với vật liệu) (1)

SH: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.2, SH = 1,1

630

.

470

.

Thoả mãn điều kiện đã cho: H 1 , 25 Hmin

b/- Ứng suất uốn cho phép:



Trong đó:

SF: Hệ số an toàn về uốn Tra bảng 6.2 (1) được SF = 1,75

YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , lấy YR = 1

YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất , lấyYS = 1

KxF: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn, lấy KxF = 1.Chọn sơ bộ: YR.YS.KxF = 1

KFC: Hệ số kể đến đặt tải, lấy KFC = 1 (Tải một phía , bộ truyền quay 1chiều)

KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tảitrọng bộ truyền (Công thức 6.4).

FE

FO FL

504

.

= 1,8.200

= 1,8HB

=

0 lim

F

ứng suất cho phép của bánh lớn:

. V xF FC 

R Y k k

Y

6 2

2 2

FE

FO FL



  = 1 1 1 1 1 205 , 71 ( )

75 , 1

360

Mpa

c/- Ứng suất quá tải cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[H]max = 2,8.ch với thép 45 đã chọn gia công bánh răng thường hoátôi cải thiện

Vậy [H]max= (1624+952)/2=1288(Mpa)

ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[F]max = 0,8 ch khi HB  350 ( CT 6.14)(1)

- Với bánh nhỏ:

[F1]max = 0,8 ch1 = 0,8.580 = 464 (Mpa)

- Với bánh lớn:

[F2]max = 0,8 ch2 = 0,8.340 = 272 (Mpa)

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

Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw, nó đượcxác định theo công thức (6.15)

aw1 = ka(u1 + 1)

 

3

1 2

1

.

.

ba H

H u

k T







(6.15)Trong đó:

ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng được tra trongbảng (6.5)(1)

ka = 43MPa1/3 ( Bảng 6.5).(bánh răng nghiêng với vật liệu thép - thép)(1)

T1: Mômen xoắn trên bánh chủ động, Nmm

aw1 = 43(5,41 + 1) 169 ( )

3 , 0 41 , 5 72 , 472

15 , 1 72777,59

m = (0,010,02)aw = (0,010,02) 169 = 1,693,38 (Theo công thức6.17)(1)

Theo bảng 6.8 chọn mô đun tiêu chuẩn là m = 2,5 (mm)

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

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất

Z2, góc nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệvới nhau theo công thức

aw =  

 cos 2

2

1 Z Z

Theo công thức (6.19)(1):

Với aw = 169(mm) ; cos = 0,984 ; m = 2,5

u1 = 5,41Vậy Z1 = 20 , 77

) 1 41 , 5 ( 5

,

2

984 , 0 169

2



Lấy Z1 =20 (răng)

Vậy số bánh răng lớn Z2 là:

Theo công thức 6.20 ta có:

Đường kính vòng lăn.

dw1 = 52 , 81 ( )

1 4 , 5

169 2 1

.

2 1

mm u

, 2 14 , 3

) 44 18 sin(

7 , 50

1 2 , 3 88 , 1 cos )].

1 1

2 1

1.5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

Theo công thức 6.33 ứng suất xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền tảithoả mãn điều kiện sau:

H = ZM ZH Z [ ]

.

) 1 u ( 2

1 2 m 1

H m

w

H

w d u b

K T







( 6.63 )(1)Trong đó:

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp trị số của nótra bảng 6.5(1)

cos 2

( theo công thức 6.34 ) (1)Với :

b : Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở

tgb = cost.tg ( Theo công thức 6.35) (1)

tg

) Theo TCVN 1065-71 thì  = 200

, 0

0

' 1 21 ) 38434 , 0 ( 44

18 cos(

2 sin

) ' 35 17 cos(

2

1 1

.

) 1 (

2

dw u b

u K T

m w

4 , 5 7 , 50

) 1 4 , 5 (

39 , 1 59 , 72777 2

Kiểm tra:

63 , 475

475 63 , 475







Thoả mãn yêu cầu

Khi đó chúng ta tính lại chiều rộng vành răng b w1

a b

H

H w ba

500

63 , 475 (

169 3 , 0 ) (

1.6- Ki m nghi m r ng v đ b n u n: ểm nghiệm răng về độ bền uốn: ệm răng về độ bền uốn: ăng về độ bền uốn: ề độ bền uốn: ộ bền uốn: ề độ bền uốn: ốn:

Dể đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răngkhông được vượt quá một giá trị cho phép

Theo CT: ( 6 43) (1)và (6 44) (1)

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1 1

1 1

T1 : Mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 72777,59 (Nmm)

m : Modul pháp : m = 2,5 (mm) Tra bảng 6.8 lấy tiêu chuẩn

11

YF1 và YF2 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 phụ thuộc vào Hệ

số răng tương đương :

) 947 , 0 (

3,9 Y

w w F

K K T

d b V

2

.

8,52.88,45.52,7

2

1 1

1 1

F w

w

F F

m d b

Y Y Y K T

9,3.86,0.625,0.7,1.59,72777

6 , 3 65 , 85

1

2 1

F

F F F

82 , 209 ]

[ 06 ,

Vậy thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn

1.7- Kiểm nghiệm về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãmmáy )

Với hệ số quá tải :

T : Mô men xoắn quá tải

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại

và ứng suất uốn cực đại

Có thể lấy Kqt = Kbd = 1,6

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

Hmax không được vượt quá giá trị cho phép

Theo công thức 6.48:

max max H. qt [ H]

 475 1 , 6  600 , 83  [ H]max  1288( MPa )

464 ]

[ 04 , 137 6

, 1 65 , 85

1 max

272 ]

[ 5 , 126 6

, 1 06 , 79

2 max

2 d2 = dW2 = dW u 285,12 mm

) ( 850

) ( 600

0 v , khiV5m/s lấy ZV=1

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, lấy

kXH = 1( da < 700mm)

kHL: Hệ số xét đến tuổi thọ Theo công thức (6.3) (1)

H

m HE

HO HL

NH0: Chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử kề tiếp xúc

NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

022 , 268 1

 = 2HB + 70 (Tra theo bảng 6.2 với vật liệu) (1)

SH: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.2, SH = 1,1

470

.

Thoả mãn điều kiện đã cho: H 1 , 25 Hmin

b/- Ứng suất uốn cho phép:

  ( 6 2 )

0

lim

FC FL xF S R F

SF: Hệ số an toàn về uốn Tra bảng 6.2 được SF = 1,75

YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , lấy YR = 1

YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất , lấyYS = 1

KxF: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn, lấy KxF = 1.Chọn sơ bộ: YR.YS.KxF = 1

KFC: Hệ số kể đến đặt tải, lấy KFC = 1 (Tải một phía , bộ truyền quay 1chiều)

KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tảitrọng bộ truyền (Công thức 6.4).

450

.

= 1,8.200

= 1,8HB

=

0 lim

F

ứng suất cho phép của bánh lớn:

. V xF FC 

R Y k k

Y

6 2

2 2

FE

FO FL



  = 1 1 1 1 1 205 , 71 ( )

75 , 1

360

Mpa

c/- Ứng suất quá tải cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[H]max = 2,8.ch với thép 45 đã chọn gia công bánh răng thường hoátôi cải thiện

Vậy [H]max= (1624+952)/2=1288(Mpa)

ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[F]max = 0,8 ch khi HB  350 ( CT 6.14) (1)

2 2

.

).

1 (

ba H

H

U

K T U

w

b a

05,1

U2 = 3,1Vậy khoảng cách trục sơ bộ là:

aw2 =

472,72 3,1.0,4 199,74

05,1 383750,21)

11,3.(

Lấy aw2 =200 (mm)

4 3 2

z z m

cos.2

um = 3,105Tính lại chính xác góc nghiêng 

Ta có :

Cos = 0,975 12 50'

200.2

156.5,2

200 2 1

bw = ba.aw2 = 0,4.200 =80mm

Hệ số trùng khớp dọc:

5 , 2 14 , 3

) ' 50 12 ( 80

1 2 , 3 88 , 1 )].

1 1

) 1 (

2

w m w

m H

d U b

U K

(6.33)(1)Trong đó :

2

ZH  ( theo 6.34 )(1)

Với : b : Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở

tgb= cost.tg ( Theo công thức 6.35)(1) Ta chọn bánh răng nghiêng,không dịch chỉnh và theo công thức ở bảng 6.11 (1)

Theo TCVN 1065-71 thì  = 200

ta có: t = tw

t = tw = 0 , 3733 20 28 '

' 50 12 cos

20 cos

0 0

2 sin

12 cos 2 2

Sin

Cos Z





728 , 1

1 1

Trị số của cấp chính xác ( phụ thuộc vào việc kiểm tra các hệ số KH và KHV)

có thể tra bảng 6.13(1) phụ thuộc vào vận tốc vòng

V = 2 32

10 60

.d w n



10 60

022 , 268 44 , 97 14 , 3

 KH = KH KH KHV = 1,05.1,13.1,02 = 1,21

Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là:

) 44 , 97 (

105 , 3 80

) 1 105 , 3 (

21 , 1 21 , 383750

46 , 458

084 , 449 46 , 458







Thoả mãn yêu cầu

2.6- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

3 3

3 2

.

2

F w

w

F F

m d b

Y Y Y K T

KF: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khitính về uốn, KF = 1,37 tra bảng 6.14 (1).

KFV: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khitính về uốn

K K T

d b V

2

. 3 3

200



12 , 1 37 , 1 21 , 383750

2

44 , 97 25 , 75 81 , 4

1 1

38

3 3



Cos Z

) 975 , 0 (

118

3 3



Cos Z

Tra bảng 6.18 ta có: YF3 = 3,70, YF4 = 3,60

5 , 2 44 , 97 25 , 75

7 , 3 9083 , 0 58 , 0 57221 , 1 21 , 383750

2

Mpa



F4 = F3 123 , 26 ( )

70 , 3

60 , 3 68 , 126

2.7 Kiểm nghiệm về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( Thí dụ lúc mở máy, hãmmáy ) với hệ số quá tải Kqt = Kbd = 1,6 Vì vậy cần kiểm nghiệm răng uốnquá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

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

Hmax không vượt quá một giá trị cho phép

Hmax = H K qt HMax  458 , 46 1 , 6 HMax  579 , 91 HMax  1288

F3Max = F3.Kqt  [F3]Max = 126,68.1,6 = 202,688 < 464 (pa)

F4Max = F4.Kqt  [F4]Max = 130,464.1,6 = 197,22 < 272 (pa)

2.8- Các kích thước và thông số bộ truyền.

Khoảng cách trục aW A = 0,5.m.(Z3 + Z4)/cos  200 mm

D4 D4 = DW4 = dW u 302,55 mmĐường kính vòng đỉnh Da3 Da3 = d3 + 2m 102,44 mm

Df3 Df3 = d3 – 2,5m 95,25 mm

Đường kính sơ bộ của trục I:

77 , 10

Đường kính sơ bộ của trục III:

5 , 710

3





Sb I

d da

2

615 , 23 2

44 , 102

2





Sb III

d da

2

43 , 59 2

064 , 289

3.2- Điều kiện bôi trơn:

Lượng dầu bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc vòng:

4

3 III