Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp p=1,71kw,n3=142 vòng trên phút, n4=71 vòng trên phút, tỷ số truyền u=2

* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấpkhai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng.. Xác định công suất cần thiết của động cơ Do h

nội dung của đồ án đợc chia làm 3 phần.

Phần I: Tính toán hệ thống dẫn động:

I Chọn động cơ

II Phân bố tỉ số truyền

III Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục

I Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bằng xích

II Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

- II.A Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng

- II.B Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng

III Tính toán thiết kế trục truyền cho hộp gỉam tốc

IV Tính toán chọn kiểu then lắp trên trục

V Tính toán ổ lăn cho hộp giảm tộc

VI Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và ăn khớp

* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômenxoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợpkhông khai triển

Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốckhai triển dạng bình thờng

* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấpkhai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổphức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giáthành của động cơ lên

I Chọn động cơ

A Xác định công suất cần thiết của động cơ

Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác định Chonên công suất lớn nhất phát sinh trên động cơ ứng với tải lớn trong quá trình làm việc là:

Trong đó: - Ptg là công suất làm việc trên bộ truyền tải

-  là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu của Theo sơ đồ đề bài thì :  = m

ổ lăn k bánh răng khớp nối.xích..Trong đó: - m là số cặp ổ lăn (m = 4);

(52,11000

447,0.34001000

4 , 3 85 , 0 8

6 , 2

t T

T



Công suất trên trục động cơ điện là:

) ( 5 , 1 81 , 0 / 52 , 1 80 , 0 /

B Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ:

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là Uht

Theo bảng 2.4(tr21_tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

-chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp là:

447 , 0 60000

nsb = nlv Uht = 70,39.21,25= 1495,79(vg/ph)

Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1496 (vg/ph)

Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:

Ptđ  Pđc ; nđc  nsb và Tmm/T  TK/Tdn

Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:

Pyc = 1,5(kW); nsb = 1496(vg/ph); Tmm/T = 1,65

Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : 4A100L4Y3 đáp ứng nhu cầu làm việc của bộtruyền

Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A100L4Y3 nh sau :

Pđc = 4,0(kW) ; nsb = 1420(vg/ph); Tmm/T = 2,0

II

PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Ucơ cấu = Uhộp.Ungoài

Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

2039,70

n

n U

Chọn Uhộp =10  Ungoài = Uxích = 20:10 = 2

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: U h Unh.Uch

Trong đó - Unh là tỉ số truyền cấp nhanh

- Uch : Tỉ số truyền cấp chậm

Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong điều kiện bôi trơn

là tốt nhất cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ khai triển vàphân đôi thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:khối lợng nhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn

nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất Nên tỉ số chuyền của cấp

nhanh và chậm trong hộp động cơ đợc phân phối nh sau: Unh = 3,58 ; Uch = 2,79

Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:

Uh = 10 ; Unh = 3,58; Uch = 2,79; Uxích = 2

III

Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục:

Để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo yêu cầu đã

đề ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình làm việc tính toán kếtcấu hộp giảm tốc Có nh vậy mới đề phòng đợc việc hỏng hóc khi công suất tăng đến giátrị lớn nhất

* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :

) ( 85 , 3 ) 97 , 0 99 , 0 1 /(

7 , 3

.

) ( 7 , 3 ) 97 , 0 99 , 0 /(

78 , 1 2

2

1

) ( 78 , 1 ) 97 , 0 99 , 0 /(

71 , 1

.

) ( 71 , 1 ) 99 , 0 9 , 0 /(

52 , 1

.

kW P

P

P

kW P

P P

kW P

P

P

kW P

P

P

đc Br

ol k đc

I

I Br ol I II

II Br ol II III

III ol

x III IV

n

(vg/ph)

58,3

n

(vg/ph)

79,2

PhÇn II TÝnh to¸n thiÕt kÕ c¸c chi tiÕt m¸y

Sè sè liÖu ban ®Çu:

; 25 , 1

; 4 , 1

; 1

; 1

Theo b¶ng 5.5-Trag 81-TËp 1 Víi n01=200 vg/ph, chän bé truyÒn xÝch 1 d·y cã

b-íc xÝch P=25,4 mm tháa m·n ®iÒu kiÖn bÒn mßn:

Trong đó K f  4 (Bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40 0)

Đĩa dẫn: d1=P/sin( /Z1)=25,4/sin( /27)=218,79 (mm)

Đĩa xích bị dẫn: d2=P/sin( /Z2)=25,4/sin( /54)=436,84 (mm)

E  -môđun đàn hồi,MPa, với E1,E2lần lợt là

môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

A-diện tích chiếu của bản lề, mm2

1710 1 , 2 3 2 , 1 10 /( 180 1 ) 436 , 64 ( )

36 , 0 47 ,

10

Tơng tự , H2H2 (Với cùng vật liệuvà nhiệt luyện)

4 Lực tác dụng nên trục ổ đĩa đợc xác định theo công thức

Fr=Kx.Ft=1,15.1710=1966,5(N)

TíNH toán các TRUYềN bên trong HộP GIảM TốC.

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhautrong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyềnthờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảmxuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suấtgiới hạn [H] cho phép Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánhrăng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trongquá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là H không đợc lớnhơn giá trị [H] cho phép

A.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh:

1 Chọn vật liệu

Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:

Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện t ợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc Cho nên vậtliệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằng ganghay các vật liệu không kim loại khác

Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối

đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 5,544 (kW) ứng với chế độ trung bình

cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB  350

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý đểcho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều.Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

lim H lim

H  K

Trong đó: - 

Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta cócông thức xác định 

Hlim và SH nh sau: 

Hlim = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1.Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1

10 26 , 1 220 30

30

10 7 , 1 250 30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

T /T  t n

c.60

NHE  i  i max 3 i i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: NHE2 60.ci.Ti /Tmax3 ti.ni

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

7 2

7 3

3

8

4 , 3 ) 85 , 0 ( 8

6 , 2 1 14700 1420 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 570

1 lim

H HL

o H

1 510

2 lim

H HL

o H

 

S

K.Y.Y

F

xF S R lim F F







Trong đó: - [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện

lim F lim

F  K

Trong đó: - 

Flimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thứcxác định 

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

T /T  t n

c.60





Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: NFE 60.ci.Ti /Tmax6 ti.ni

Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có

6 2

7 6

6

8

4 , 3 ) 85 , 0 ( 8

6 , 2 1 14700 1130 1

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1.450

1 lim

F FL

o F F

1 396

2 lim

F FL

o F

Hv H 1

.u

K.K.T

- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vànhrăng khi tính về tiếp xúc.

26 , 1 05 , 1 24884

.2

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 463,6 MPa

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U.b

)1U.(

K.T.2d

ZZ.Z





;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

2 2

sin

2

0 tw

1 2 , 3 88 , 1 1 1

2 1

- Hệ số KH đợc xác định bởi công thức: KH = KH.KHV

Do bd =0,8015 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn

động cơ khí) ta có KH = 1,05 (Sơ đồ 6)).

.

16 , 1 09 , 1 05 , 1 24884

2

5 , 49 55 , 39 63 , 4 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b v K

o H H

H H H Hv

 KH = KH.KHV = 1,05.1,16 = 1,218

Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

58 , 3 55 , 39

) 1 58 , 3 (

218 , 1 24884

2 5 , 49

865 , 0 76 , 1

274





(Mpa)

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [H] = [H] ZRZVKxH

Với v = 3,68 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 8 và chọnmức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10 40 m  ZR = 0,9 với

cost = Zt.m.cos/(2 a2) = 151.1,5.cos200/(2.113,25) =  t = 20 o

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụnglên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Do

m.d.b

Y.K.T.2

1

1 F F 1 1

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF.KF KFv

70 , 3 33

2 2

1 1

F F

Y Z

Y Z

Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán )

.

36 , 1 27 , 1 1 , 1 24884 2

5 , 49 55 , 39 75 , 12 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o F F

F F F Fv

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KF = 1,1

Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1,27

 KF = KF.KF KFv = 1,1.1,27.1,36 = 1,9.

5,1.5,49.55,39

70,3.9,1.24884

2

2

1

1 1

m d b

Y K

T F F F

MPa MPa

F F

F F

93 , 248 92

, 115

8 , 282 14

, 119

2 2

1 1









7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng

đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng

tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max

luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:

F

ch max

H

8 , 0 8 , 2

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định nh sau:

8 , 0

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

ch max

2

F

2 ch max

F

qt H

max

H

K K

19 1 65

, 1

9 2 ,

11 5

.

46 4

58 1 ,

19 6 65

, 1 14 ,

11 9

.

12 60 4

,

47 9 65

, 1 2 ,

3 73

ma x 2

2 2

ma x

max 1

1 1

ma x

m ax 1

1

ma x

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F

q t F

F

F

q t F

F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng

bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.ss

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

- Góc ăn khớp : t= 20 .

B Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm:

1.Chọn vật liệu

Tiến hành tơng tự nh ở cặp bánh răng thẳng ta có vật liệu làm bánh răng nh sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công cócác thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

lim H lim

H  K

Trong đó: - 

Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thứcxác định SH và 

Hlim nh sau: 

Hlim = 2.HB + 70 ; SH = 1,1Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1

10 26 , 1 220 30

30

10 7 , 1 250 30

30

HB N

HB N

HO HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE của bánh răng nghiêng đợc xác định nh

max i

HE 60.c T /T t n





Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mH là bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3

max i 2

HE 60.c T /T t n

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có

7 2

10 3

3

8

4 , 3 ) 85 , 0 ( 8

6 , 2 1 14700 5 , 21409 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

1,1

1.570S

K

H HL o

1 lim H 1

1,1

1.510S

K

H HL o

2 lim H 2

, 518 6 , 463 5 , 0

2

1

MPa 1 , 547 6 , 463 18 , 1 ,

min 18

,

1

2 H 1 H H

2 H 1 H H

[H] = 490,9(MPa)

b ứng suất tiếp uấn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

F Flim.YR.YS.KxF/SF.Trong đó: - [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện

lim F lim

F  K

Trong đó: - 

Flimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có côngthức xác định SF và 

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

 m i imax

i

FE 60.c T /T t n

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

max i 2

FE 60.c T /T t n

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

6 2

6 6

6

8

4 , 3 ) 85 , 0 ( 8

6 , 2 1 14700 5 , 21409 1

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1 450

1 lim

F FL

o F F

S

K



  226 , 29

75 , 1

1 396

2 lim

F FL

o F

H Hv H 1

.u

K.K.K.T

- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

1 1 12 , 1 5 , 21409

cos

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

 = arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(1,5.163/(2.130)] = 19,88 0

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 490,9 (MPa)

Do H =

ch

ch H H

M

U b

U K T d

Z Z Z

)1.(

2

.

09 , 1 13 , 1 12 , 1 5 , 21409

2

6 , 68 52 40 , 1 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o H H

H H H Hv

) 1 79 , 2 (

38 , 1 5 , 21409

2 6

, 68

77 , 0 67 , 1 274





(Mpa).Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v =1,4 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mứcchính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 1040 m Do đó

ZR =0,9 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 490,9.0,9.1.1 = 441,81MPa

Nhận thấy rằng H = 201,79 (MPa) < [H] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng

ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấntác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

, 144 )

/(cos

65 , 3 7

, 51 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tínhtoán )

.

2 , 1 37 , 1 24 , 1 5 , 21409

2

6 , 68 52 19 , 4 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F F

F F F Fv

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,006.Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go =73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,24

, 1 6 , 68 52

65 , 3 60 , 0 858 , 0 04 , 2 5 , 21409

2

.

.

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

MPa MPa

F F

F F

219 25

, 30

9 , 248 67

, 30

1 2

1 1









7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax

và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:

F

ch max

H

8 , 0 8 , 2

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗ bánh đợc xác định nh sau:

8 , 0

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H

max

H

K K

, 49

6 5 , 1

2 5 ,

3 0

.

4 64 6

,

5 0 65

, 1

6 7 ,

3 0

.

1 26 0 2

,

25 9

6 5 , 1 79 ,

2 0 1

m ax 2

2 2

m ax

ma x 1

1 1

m ax

ma x 2

m ax

MPa

M Pa K

M Pa MPa

K

M Pa MPa

K

F

q t F

F

F

q t F

F

H

q t H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng

bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất

dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim lànhững vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuythuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì tachọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau

ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét

1 Xác định sơ bộ đờng kính trục.

* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

6 , 33 4 , 22 28 ) 2 , 1 8 , 0 ( ) 2 , 1 8 , 0 (

(d dc  28.Bảng P1.7-Trang242-tập 1)

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là d = 30 mm

* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác định sơ bộ nh sau:

2

d = (0,3  0,35).a1 =(0,3  0,35).113,25 = 33,98  39,64 mm

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 35 mm

* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:

).

35 , 0 3 , 0 (

n

Vậy ta chọn đờng kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d =40 mm

Căn cứ vào đờng kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2 (Trang189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định đợc gần đúng chiều rộng của ổlăn cần lắp nh sau:

mm d

mm b

mm d

mm b

mm d

n II I

n II

n I

2 3 40

21 35

19 30

03 01

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết

định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tớikích thớc của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì taphải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để định các thông sốhình học cho các trục khác

Ta xác định các khoảng cách từ trục trung gian:

 Khoảng cách từ mặt mút của ổ tới thành trong của hộp k2  10mm

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến lắp ổ k3  15mm

 Chiều cao lắp ổ và bulông h=20mm

Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi

mm d

l m12  ( 1 , 4  2 , 5 ) 1 ( 1 , 4  2 , 5 ) 30  42  75

Chọn l m12  50

45 36 30 ) 5 , 1 2 , 1 ( ) 5 , 1 2 , 1

l l

l m32 m33 m34  ( 1 , 2  1 , 5 ) 3 48  60

Chọn l m33 l m34  50 l m32  60Khoản công xôn (khoảng chìa) để nối trục đàn hồi trên trục vào là

.(

5 , 0 )

.(

5 ,

5 , 0 )

.(

5 ,

5 , 178

5 , 117

5 , 69

22 33

24 34

23 13

12 12

l l

l l

l

l c

Khoảng cách giữa các gối đỡ:

235 5 , 117 2

2 23 31 21

2 Xác định các lực qua bánh răng tác dụng lên trục.

* Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng đợc chia làm ba thành phần:

Ft: Lực vòng; Fr: Lực hớng tâm; Fa: Lực dọc trục;

Trong đó các giá trị lực đợc xác định nh sau:

5,49

24884.22

Cos

tg F

N

6,68

16 , 21 2 , 624 β

α

0

0 ω

* Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 00 cho nên lực tác dụng từ bộ truyền đai xích

sẽ chiều theo phơng oy Fx = Fr = 1966,5 N.(Tính toán ở trên)

* Lực tác dụng của nối trục đàn hồi: FKr =(0,2  0,3).Fr

 FKr = 0,25.1966,5 = 492 N

Có phơng chiều sao cho tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng trên chi tiết quaykhác lắp trên cùng một trục trên trục đó gây ra Vậy Fkr có chiều ngợc hớng với F t1

3 Xác định các thành phần phản lực của ổ lăn và biểu đồ mômen của các trục a) Đối với trục vào (Trục I).

 Xét mặt phẳng xOz ta có:

 

 2 ) ( 183

0

1

0

11

13 4

11 4 13

3

4 3

4 3

N l

l Fr Fy

l Fy l

Fr M

Fy Fr Fy

Fy Fr Fy

F

E O

O E

O

O E O

O E O

0 0

13 3

O

M

Mx

mm N l

Fy Mx

) ( 34194

0

) ( 8 , 134

) ( 2 , 648

0

.

0

4

13 4

12 3

3 4

11 4 13

12 3

4 3

4 ) 3

k O

M

O O

O E

k

k O E

O

E O

k

My

mm N l

Fx My

mm N l

F My

My

N Fx

N Fx

l Fx l

Ft l F Mo

F Fx Ft Fx

Ft Fx Fx

F Fx

).(65,248832

12

mm N d

Ft





Biểu đồ mômen của trục I