Đồ án chi tiết máy: xích côn trụ

Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ..... Các thông số và kích thước hình học bộ truyền bánh răng côn...31 Chương 4.. Xác định công su

Lời cảm ơn

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và

có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các

hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thểthiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã họctrong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật, Vẽ Cơ khí, Sức bền vật liệu,…

và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảmtốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng củacác chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinhviên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cầnthiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Huỳnh Văn Nam đã hướng dẫn và giúp đỡ em rất

nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mongnhận được ý kiến từ quý thầy cô để đồ án này được hoàn thiện hơn

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Quốc Thái

Nội dung thiết kế:

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài Thời gian làm việc Lh =16000h, làm việc 3 ca, công suất trên trục công tác P = 25,5 (kW) và số vòng quay trên trục công tác n = 62(vg/ph).Sơ đồ hệ thống và sơ đồ tải trọng như hình vẽ:

Mục lục:

Lời cảm ơn 1

Nội dung thiết kế 2

Mục lục 3

Chương 1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 9

1.1 Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ 9

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ 9

1.1.2 Xác định công suất của động cơ 9

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 10

1.1.4 Chọn quy cách động cơ 11

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn 11

1.2 Phân phối tỉ số truyền và xác định các thông số động học và lực của các trục 12

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền 12

1.2.2 Xác định các thông số động học và lực của các trục 13

1.2.2.1 Tính số vòng quay trên các trục 13

1.2.2.2 Tính công suất trên các trục 13

1.2.2.3 Tính mômen xoắn trên các trục 14

Chương 2 Tính toán bộ truyền xích 16

2.1 Chọn loại xích 16

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 16

2.2.1 Chọn số răng của đĩa xích 16

2.2.2 Xác định bước xích p 16

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a 18

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 18

2.5 Tính toán lực tác dụng lên trục 21

Chương 3 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh – Bánh răng côn 22

3.1 Chọn vật liệu 22

3.2 Xác định ứng suất cho phép 22

3.3 Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn 25

3.3.1 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R e và đường kính chia ngoài d e 25

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 26

3.3.3 Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn 27

3.3.3.1 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc 27

3.3.3.2 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn 29

3.3.3.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải 31

3.4 Các thông số và kích thước hình học bộ truyền bánh răng côn 31

Chương 4 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm – Bánh răng trụ răng nghiêng 33

4.1 Chọn vật liệu 33

4.2 Xác định ứng suất cho phép 33

4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 33

4.2.2 Ứng suất uốn cho phép 35

4.2.3 Ứng suất quá tải cho phép 35

4.3 Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ 35

4.3.1 Định sơ bộ khoảng cách trục 35

4.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 36

4.3.2.1 Mô đun 36

4.3.2.2 Số răng 36

4.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc 37

4.5 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn 40

4.6 Kiểm nghiệm răng theo độ bền quá tải 41

4.7 Các thông số và kích thước hình học bộ truyền bánh răng trụ 42

Bảng 4.1 Các thông số bộ truyền bánh răng côn 42

Chương 5 Tính toán thiết kế trục 43

5.1 Chọn vật liệu 43

5.2 Tính toán thiết kế trục 43

5.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục 43

5.2.2 Tính thiết kế trục I 44

5.2.2.1 Tính sơ bộ đường kính trục 44

5.2.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 45

5.2.2.2.1 Chiều dài mayơ 45

5.2.2.2.2 Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục 45

5.2.2.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 46

5.2.2.3.1 Sơ đồ đặt lực lên trục 1 46

5.2.2.3.2 Tính phản lực trên các gối đỡ 46

5.2.2.3.3 Vẽ biểu đồ mômen 48

5.2.2.3.4 Tính mômen tương đương trên các tiết diện 49

5.2.2.3.5 Tính đường kính trục tại các tiết diện 50

5.2.2.3.6 Định kết cấu trục 51

5.2.2.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 52

5.2.2.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 54

5.3 Tính toán thiết kế trục II 55

5.3.1 Tải trọng tác dụng lên trục 55

5.3.2 Tính sơ bộ đường kính trục 56

5.3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 57

5.3.3.1 Chiều dài mayơ 57

5.3.3.2 Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục 57

5.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 58

5.3.4.1 Sơ đồ đặt lực lên trục 2 58

5.3.4.2 Tính phản lực trên các gối đỡ 58

5.3.4.3 Vẽ biểu đồ mômen 60

5.3.4.4 Tính mômen tươg đương trên các tiết diện 61

5.3.4.5 Tính đường kính trục tại các tiết diện 62

5.3.4.6 Định kết cấu trục 63

5.3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 64

5.3.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 67

5.4 Tính toán thiết kế trục III 68

5.4.1 Tải trọng tác dụng lên trục 68

5.4.2 Tính sơ bộ đường kính trục 69

5.4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 70

5.4.3.1 Chiều dài mayơ 70

5.4.3.2 Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục 70

5.4.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 71

5.4.4.1 Sơ đồ đặt lực lên trục 3 71

5.4.4.2 Tính phản lực trên các gối đỡ 71

5.4.4.3.Vẽ biểu đồ mômen 71

5.4.4.4 Tính mômen tương đương trên các tiết diện 73

5.4.4.5 Tính đường kính trục tại các tiết diện 74

5.4.4.6 Định kết cấu trục 75

5.4.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 76

5.4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 79

Chương 6: Tính chọn ổ lăn và then 80

6.1 Tính toán ổ lăn cho trục I 80

6.1.1 Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác 80

6.1.1.1 Chọn loại ổ lăn 80

6.1.1.2 Cấp chính xác 81

6.1.2 Chọn kích thước ổ lăn 81

6.1.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 83

6.2 Tính toán ổ lăn cho trục II 84

6.2.1 Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác 84

6.2.1.1 Chọn loại ổ lăn 84

6.2.1.2 Chọn cấp chính xác 85

6.2.2 Chọn kích thước ổ lăn 85

6.2.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 85

6.2.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 87

6.3 Tính toán ổ lăn cho trục III 88

6.3.1 Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác 88

6.3.1.1 Chọn loại ổ lăn 88

6.3.1.2 Chọn cấp chính xác 89

6.3.2 Chọn kích thước ổ lăn 89

6.3.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 89

6.3.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 90

6.4 Tính toán then 91

Chương 7 Tính toán thiết kế vỏ hộp và các chi tiết khác 93

7.1 Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc 93

7.2 Một số chi tiết khác 96

7.2.1 Bulông vòng 96

7.2.2 Chốt định vị 97

7.2.3 Cửa thăm 98

7.2.4 Nút thông hơi 98

7.2.5 Nút tháo dầu 99

7.2.6 Que thăm dầu 99

7.2.7 Vòng phớt 100

7.2.8 Vòng chắn dầu 101

7.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 101

7.3.1 Bôi trơn 101

7.3.2 Điều chỉnh ăn khớp 101

7.3.3 Bôi trơn ổ lăn 102

Tài liệu tham khảo: 103

Chương 1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.1 Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy

cách động cơ.

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ.

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay chiều

Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều Trong cácloại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc(ngắn mạch) Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá thành tương đối hạ ,dễ bảoquản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòngđiện

1.1.2 Xác định công suất của động cơ.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P ct = P t

❑ (công thức 2.8, [1] trang 19) (1.1) Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t - công suất tính toán trên máy trục công tác (kW)

 - hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 [1] trang 19:

 = ol3 brc brt x kn (1.2) Theo bảng 2.3 [1] trang 21 ta chọn:

ol = 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn

brc = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

brt = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ x = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền xích

kn = 1 : Hiệu suất của khớp nối

Thay vào (1.2) ta được :  = 0,993 0,95 0,96 0,95 1 ≈0,84

Do làm việc tải trọng thay đổi Theo công thức 2.12 và 2.14 [1] trang 20, ta có:

2

25,5

0,1 0, 4 0,525,5.0,73 18,615( W)

18,615( )

t td

i i l td

i

t td

P t P

t ct

P



Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là : P ct = 22,2 (kW)

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18 [1] trang 21:

n sb = n lv ut (1.3)

Trong đó: n sb : số vòng quay đồng bộ của động cơ

n lv : số vòng quay của trục máy công tác

u t : tỷ số truyền của toàn bộ hệ thốngVới: n lv = 62 (vg/ph)

u t = uh ux ukn

nên n sb = n lv uh ux ukn (1.4)Theo bảng 2.4 [1] trang 21, ta chọn :

uh = 15 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp [2] trang 94

ux = 3 Tỉ số truyền của bộ truyền xích

ukn = 1 Tỉ số truyền của khớp nối

Thay vào (1.4) ta được : n sb = 62 15.3.1 = 2790 (vg/ph)

1.1.4 Chọn quy cách động cơ.

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

Pđc ≥ Pct

nđc  nsb ( công thức 2.19 [1] trang 22 )Theo bảng phụ lục P1.3 trang 236 - [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3, vớicác thông số :

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn

Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ(T <T k ) nếu không động cơ sẽ không chạy Trong các catalog của động cơ đều cho tỉ số

cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

1.2 Phân phối tỉ số truyền và xác định các thông số động học và lực của các trục 1.2.1 Phân phối tỉ số truyền.

- Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động

ut = n n đc

lv (công thức 3.23 [1] trang 48)

Trong đó: n dc Là số vòng quay của động cơ đã chọn (vg/ph)

n lv Là số vòng quay của trục máy công tác (vg/ph) Thay số ta được: ut = 294362 ≈ 47.47

- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền

Trong đó: ubrc Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn

ubrt Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụTheo công thức 3.17 trang 45 – [1] ta có:

u brt¿ u h

u brc=

15,84,4 ¿3,6

Kiểm tra lại: u kt= u brc u brt u ng = 4,4 3,6 3 = 47,52

Vậy ta có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:

Gọi nI, nII, nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III:

Ta có số vòng quay trên trục động cơ n đc = 2943 (vg/ph)

III ct x

n n u

(vg/ph)

1.2.2.2 Tính công suất trên các trục

Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

25,5

27,1 0,99.0,95

lv III

ol x

P P

III II

ol brt

P P

II I

ol brc

P P

I dc

ol kn

P P

 

kW

1.2.2.3 Tính mômen xoắn trên các trục

Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 30, 6

99296,62943

dc dc

I I

II II

III III

ct ct

Bảng 1.1: Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.

Chương 2 Tính toán bộ truyền xích

Thiết kế bộ truyền xích truyền động từ hộp giảm tốc với số liệu:

- Công suất trên trục bánh dẫn: P3 = 27,1 kW

- Tốc độ quay bánh xích chủ động: n = 185,8 vg/ph

- Tỉ số truyền của bộ truyền xích: u x = 3

2.1 Chọn loại xích.

Do vận tốc không cao và công suất truyền nhỏ nên ta chọn xích ống con lăn

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

2.2.1 Chọn số răng của đĩa xích.

Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập cànglớn và xích mòn càng nhanh Vì vậy khi thuyết kế cần đảm bảo cho số răng nhỏ nhất củađĩa xích lớn hơn zmin (zmin = 17 – 19 đối với xích ống con lăn vận tốc trung bình, zmin = 13– 15 khi vận tốc thấp) Theo bảng 5.4 trang 80- [1] và theo công thức Z1 = 29 – 2u ≥ 19

Z1 = 29 – 2.3 = 23

Từ số răng đĩa xích đẫn z1 = 23 ta tính số răng đĩa xích bị dẫn z2 theo công thức: z2

= u.z1 (công thức 5.1 trang 80- [1])

Z2 = 3 23 = 69 ≤ Zmax

Với Zmax được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bị mòn saumột thời gian làm việc: Zmax = 120 đối với xích ống và xích con lăn, Zmax = 140 đối vớixích răng

Tính lại tỉ số truyền

2 1

69323

Z u Z

2.2.2 Xác định bước xích p

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

[ ]

z n t

251.123

z

Z k Z

là hệ số số răng

01 1

200

1.1185,8

n

n k n

là hệ số số vòng quay

0 .a dc bt d c

k k k k k k k 

k được tính từ các hệ thành phần cho trong bảng 5.6 trang 82 – [1], với:

k0 là số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Chọn k0 = 1 – đường nối hai tâm củađĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60º

ka là số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích Chọn ka = 1 khi khoảng cách trục

a = (30÷50)pc

kdc là hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích Nếu trục điều chỉnhđược thì kdc = 1, nếu điều chỉnh bằng đĩa căng xích hoặc con lăn căng xích thì kdc = 1,1;nếu trục không điều chỉnh được hoặc không có bộ phận căn xích thì kdc = 1,25 Chọn kdc

Chọn xích ba dãy nên kx = 2,5



27,1.1,74.1,1.1,1

22,8 [ ]2,5



kd hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy kd = 2,5

Kđ hệ số tải trọng động, theo bảng 5.6 trang 82 – [1] chọn Kđ = 1,2 tải trọng va đập

kr là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z:

Z1 = 23 chọn kr = 0,48

E là môđun đàn hồi, MPa

E = 2E1 E2/ (E1 + E2), E1, E2 là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn

[ ] 600 H  MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1bảng 5.11 trang 86 – [1]

Tương tự, H2  [ ] 600 H  MPa

cùng vật liệu và phương pháp nhiệt luyện với bánh răngđĩa xích 1

2.4 Tính toán đường kính của đĩa xích.

Theo công thức 5.7 trang 86 – [1]:

Đường kính vòng chia của đĩa xích:th

- Đường kính đĩa xích dẫn:

d1 = p/ sin ( /z1) = 38,1/ sin ( /23) = 279,8 mm

- Đường kính đĩa xích bị đẫn:

Đường kính vòng chân đĩa xích : df1 = d1 – 2r

Với r = 0,5025d1 + 0,05 tra bảng 5.2 trang 78 – [1] với p = 38,1 ta được d1 = 22,23

Chương 3 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh – Bánh răng côn

Các thông số của bộ truyền:

Vì đối với hộp giảm tốc chịu công suất trung bình thì H1≥ H2+(10 ÷15 ) HB

Theo bảng 6.1 trang 92 [1] ta chọn vật liệu các bánh răng như sau:

- Bánh nhỏ: Thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn: HB 241 285, có:

+ Giới hạn bền: b1 = 850 MPa

+ Giới hạn chảy: ch1 = 580 MPa

- Bánh lớn : Thép C45, tôi cải thiện độ rắn HB 241 285

+ Giới hạn bền: b2 = 850 MPa

+ Giới hạn chảy: ch 2 = 580 MPa

3.2 Xác định ứng suất cho phép.

Theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91[1]:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép :

 

0 lim

H R v xH HL H

F

F

Y Y K K K S

HE

N K

N



F FO m

FL

FE

N K

N



Với mH, mF là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB ≤

350 nên mH = mF = 6

NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, được xác

 NHE1 > NHO1 suy ra lấy NHE1 = NHO1 = 22402708,6  KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 suy ra lấy NHE2 = NHO2 = 19629595,6  KHL2 = 1

Theo công thức 6.8 trang 93[1]:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[H1]max=2,8.ch1  [H1]max=2,8.580=1624 MPa[H2]max=2,8.ch2  [H2]max=2,8.580=1624 MpaỨng suất uốn cho phép khi quá tải:

[F1]max=0,8.ch1  [F1]max=0,8.580=464 MPa[F2]max=0,8.ch2  [F2]max=0,8.580=464 MPa

3.3 Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn.

3.3.1 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R e và đường kính chia ngoài d e

Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được tính theo công thức 6.52a trang 112 [1]:

2 3

1

1.

 KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằngthép; theo công thức trang 112[1]:

KR = 0,5.Kd = 0,5 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 MPa1/3 )

 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng, theo trang 113[1]:

Kbe=b /R e = 0,25…0,3 , do u1 = 4,4 > 3  Kbe = 0,25

 KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánhrăng côn Theo bảng 6.21 trang 113[1] , với:

Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4,4/(2 – 0,25)≈0,6Với ổ đũa và HB ≤ 350  ta được : KH = 1,13

 TI = 98323,1 Nmm - mômen xoắn trên trục I

b’ = Re Kbe = 173,2 0,25 = 43,3 (mm)

 lấy b = 44 (mm)

3.3.3 Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn.

3.3.3.1 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.58 trang 115 [1]:

Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc

3.3.3.2 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức ( 6.65) trang 116 [1]:``

1 F F1 F1

tm m1

2.T K Y Y Y 0,85.b.m d

 dm1 = 68,25 mm : đường kính trung bình của bánh chủ động

 Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y =1(do răng thẳng) ;với  =1,714 

1 2 2

z z

+ KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :

KF =1+F.b.dm1/(2.T1.KFKF )

Theo 6.67 trang 116 [1] :  F F.g v d (u0 m1 1) / u

Trong đó : F = 0,011 bảng 6.15 trang 107 [1]: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp

3.3.3.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo 6.48 trang 110 [1] ,với hệ số quá tải : Kqt = Tmax/Tdn = 2,2

σ Hmax=σ H√K qt=525,6 √2,2=779,6 MPa < [H]max= 1624 Mpa

Theo 6.49 trang 110 [1] :

F1max = F1.Kqt = 123,7.2,2= 272,14 (MPa)< [F1]max=464 MPa

F2max = F2.Kqt = 126,8.2,2 = 278,96 (MPa) < [F2]max = 464 Mpa

 Thoả mãn điều kiện về quá tải

3.4 Các thông số và kích thước hình học bộ truyền bánh răng côn.

Theo các công thức trong bảng 6.19 trang 111 [1] ta có:

Bảng 3.1 Thông số bộ truyền bánh răng côn

1 Chiều dài côn ngoài Re=0,5mte

Chương 4 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm – Bánh răng trụ răng nghiêng.

Các thông số của bộ truyền:

- Công suất: PII = 28.5 kW

- Số vòng quay trục I: nII= 668,9 vòng/phút

- Moomen xoắn trục I: TII = 406899,4 Nmm

- Tỉ số truyền: u2 = 3,6

4.1 Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.

Đối với hộp giảm tốc chịu công suất trung bình thì H1≥ H2+(10 ÷15 ) HB.

Theo bảng 6.1 trang 92 [1] ta chọn vật liệu các bánh răng như sau:

- Bánh nhỏ: Thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn: HB 241 285, có:

+ Giới hạn bền: b3 = 850 MPa

+ Giới hạn chảy: ch3 = 580 MPa

- Bánh lớn : Thép C45, tôi cải thiện độ rắn HB 241 285

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB3 = 255; độ rắn bánh răng lớn HB4 = 245, khi đó:

Hlim3 = 2HB3 + 70 = 2.255 + 70 = 580 MPa ; Flim3 = 1,8HB4 = 1,8 255 = 459 MPa

Hlim4 = 2HB4 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ; Flim4 = 1,8HB4 = 1,8.245 = 441 MPa

4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Theo công thức 6.5 trang 93 [1] : NHO = 30 H2,4HB : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khithử về tiếp xúc Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh cônlớn (vì cùng lắp trên trục) Do đó ta có:

N HO 3=N HO2=30 HB22,4=30.2652,4=19629595,6(Chu kỳ )

N HO 4=30 HB42,4=30.2452,4=16259974,4 (chu kỳ )

Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn: NFO = 4.107 (chu kỳ)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

 Bánh nhỏ:

NHE3 = NHE2 = 265077043,2 chu kỳ

 Bánh lớn:

NHE4 = NHE3/u2= 265077043,2/3,6= 73632512 (Chu kỳ)

Suy ra: NHE3 > NHO3  Do đó hệ số tuổi thọ: KHL3 = 1,

Tương tự : KHL4 = 1

 Bánh nhỏ: N FE 3=N FE 2=146528013,9 (chu kỳ);

 Bánh lớn: NFE4 = NFE3/u2 = 40702226,08 (chu kỳ);

Suy ra: NFE3 > NFO  KFL3 = 1

4.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Theo công thức 6.2a trang 93 [1]: Bộ truyền quay 1 chiều : [F] = Flim.KFC.KFL/SF

Với KFC là hệ số ảnh hưởng của đặt tải : quay 1 chiều  KFC = 1

 [F3] =459.1 /1,75 = 262,3 MPa

[F4] =441.1/1,75 = 252 MPa

4.2.3 Ứng suất quá tải cho phép.

Theo công thức 6.10 trang 95 [1] và 6.11 trang 95 [1], ta có:

[H]max = 2,8Ch3 = 2,8.580 = 1624 MPa[F3]max = 0,8Ch3 = 0,8.580 = 464 MPa[F4]max = 0,8Ch4 = 0,8.580 = 464 MPa

4.3 Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ.

Theo công thức 6.17 trang 97 [1]: m = (0,010,02).aw =2,25 4,5 mm

Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 trang 99 [1]: Chọn m =3 mm

Sai số nhỏ so với giá trị ban đầu.

 Tính lại β : Theo công thức 6.32 trang 103[1], ta có :

cosβ= m(z3+z4)

2 a w =

3.(32+115)2.225 =0,98

Theo công thức 6.27[1], góc ăn khớp được xác định như sau:

cos α tw=z t m cosα /(2 a w)=(32+ 115) 3 cos 20/ (2.225)=0,92

Do đó: α tw=23,10

4.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc.

Theo công thức 6.33 trang 105 [1], ứng suất tiếp xúc trên măt

 Tính hệ số trùng hợp dọc Theo công thức 6.37 trang 105[1] :Với bw = ba.aw = 0,4.225 =90 mm

Theo bảng 6.13 trang 106[1], ta lấy cấp chính xác là 9

Theo bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107, lần lượt ta có : δH = 0,002 và g0 = 73:

KxH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Với da < 700 mm

KxH =1

 [H]’ = 518,2.1.0,95.1 = 492,3 MPa

Như vậy H < [H]’  Đủ bền

4.5 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn.

Theo công thức 6.43 trang 108[1]:

 KF = K K K Fβ Fα Fv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

 KF là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ănkhớp đồng thời  Theo bảng 6.14 trang 107[1]  KF = 1,40

 KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng :Theo bảng 6.7 trang 98[1], với bd = 0,92  KF = 1,16

 KFv : Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn :

w3 2

.1

2

F w Fv

F F

v b d K

Với Zv3 = Z3/cos3= 32/cos3( 11,48)= 34

Zv4 = Z4/cos3= 115/cos3 ( 11,48) =122