Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển

Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹthuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu củacông nghệ tiên tiến, công ngh

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC

Lời nói đầu 6

TÀI LIỆU THAM KHẢO 7

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ .8

1 Chọn động cơ điện 8

1.1 Chọn kiểu, loại động cơ 8

1.2 Chọn công suất động cơ 9

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ 10

1.4 Chọn động cơ sử dụng thực tế 12

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy quá tải cho động cơ 12

2 Phân phối tỷ số truyền 13

2.1 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 13

2.2 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc 14

3 Xác đinh thông số trên các trục 14

3.1 Xác định công suất trên các trục 15

3.2 Xác định số vòng quay trên các trục 15

3.3 Xác định Momen xoắn trên các trục 15

3.4 Bảng tổng hợp kết quả 16

Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG .16

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 16

1 Chọn loại xích 16

2 Xác định kích thước và thông số của bộ truyền xích 17

3 Thông số bộ truyền xích 23

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 24

I Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 24

II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 42

III Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục 60

IV Kiểm tra sai số vận tốc 64

Phần III : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI .65

I THIẾT KẾ TRỤC 65

1 1 Chọn vật liệu 65

1.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 66

1.3 Xác định đường kính sơ bộ 67

1.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 68

1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 72

1.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 86

1.7 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh 93

II CHỌN Ổ LĂN 95

2.1 Chọn ổ lăn cho trục I: 96

2.2 Chọn ổ lăn cho trục II: 103

2.3 Chọn ổ lăn cho trục III: 107

III CHỌN THEN 112

3.1 Chọn then cho trục I 113

3.2 Chọn then cho trục II 114

3.3 Tính cho trục III 115

IV KHỚP NỐI 117

Phần IV: KẾT CẤU VỎ HỘP .119

I Tính toán thiết kế vỏ hộp 119

1.1 Chiều dày vỏ hộp 121

1.2 Gân tăng cứng 121

1.3 Đường kính bulông, vít 121

1.4 Mặt bích ghép nắp và thân 121

1.5 Mặt đế hộp 122

1.6 Khe hở giữa các chi tiết 123

1.7 Số lượng bulông nền 123

1.8 Kích thước gối trục 123

II Chọn các chi tiết phụ 123

2.1 Cửa thăm 125

2.2 Nút thông hơi 125

2.3 Nút tháo dầu 126

2.4 Kiểm tra mức dầu 127

2.5 Bulông vòng 128

2.6 Chốt định vị 129

2.7 Chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc 130

2.8 Chọn dầu, mỡ bôi trơn cho ổ lăn 130

Phần V: DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP .132

1 Chọn kiểu lắp 132

2 Dung sai 132

\

Lời nói đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển mang lại những lợi ích cho conngười về tất cả những lĩnh vực của đời sống xã hội Để nâng cao đời sống nhândân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng nhưtrên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tớinhằm tiến tới công nghiệp hoá và hiện đại hoá đất nước

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triểnnhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quantrọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân

Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹthuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu củacông nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, sinh viên trường ĐHKT Công Nghiệp - TháiNguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật nói chung trong cảnước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức

đã được học và tìm hiểu trong quá tình học tập để có thể đóng góp một phần trí tuệ

và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới

Làm quen với công việc thiết kế, chúng em đã được giao “ Thiết kế trạm dẫnđộng dùng cho băng tải” Qua đồ án này, chúng em có thể tổng kết lại những kiếnthức lý thuyết đã được học, củng cố và mở rộng thêm kiến thức, hiểu rõ hơn côngviệc của một kỹ sư tương lai Tuy nhiên với những hiểu biết còn hạn chế cùng vớikinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi nhữngthiếu sót Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong bộ mônThiết kế cơ khí và các thầy cô giáo trong khoa cơ khí để đồ án của em được hoànthiện hơn

Sinh viên thực hiện :

1- Nguyễn Văn Nhậm 2- Đinh Văn Đạt Giảng viên hướng dẫn :

Ngô Quốc Huy

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 PGS TS Trịnh Chất – TS LêVăn Uyển Nhà xuất bản Giáo Dục – 2007

[2] – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 2 PGS TS Trịnh Chất – TS LêVăn Uyển Nhà xuất bản Giáo Dục – 2007

[3] – Hướng dẫn đồ án Chi Tiết Máy 2013Vũ Ngọc Pi – Nguyễn Văn Dự

[4] – Tập bản vẽ Chi tiết máy

Nguyễn Bá Dương – Nguyễn Văn Lẫm – Hoàng Văn Ngọc – Lê Đắc Phong Nhà xuất bản Đại học và trung học chuyên nghiệp-Hà Nội-năm 1978

[5] – Dung sai và lắp ghép – PGS.TS Ninh Đức Tốn Nhà xuất bản giáo dục

1 Chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu, loại động cơ

Với thị trường hiện nay việc chọn động cơ là điều không quá khó khăn, để chọnđộng cơ phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế, cho hiệu quả cao nhất,thì cần phải lắm rõ một số loại động cơ phổ biến

Sau đây là một 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 đổi trị sốmômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảochiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phảităng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bịvận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, 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 đình.

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 hệ số cosφ cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đốiphức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúngđược dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặtchẽ 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 hệ số cosφ thấp,giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp

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 điểm là kết cấu đơn giản,

giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi

dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ,không điều chỉnh được vận tốc.

Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc, ta 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 - đảm bảo cho khi động

cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy, điều kiện sauphải thoả mãn:

P P (kW) theo công thức 2.19[1]

Trong đó: - P : Công suất định mức của động cơ dm dc

- P : Công suất đẳng trị trên trục động cơ dt dc

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:

Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên : P dt dc P lv dc





(kW): Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Trong đó : - P : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác lv ct

-  : Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Với : -Ft : Lực vòng trên trục công tác (N);

-v : Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:

Với : -br 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (2 cặp)

-x 0,96 : Hiệu suất bộ truyền xích

-ol 0,99 : Hiệu suất các cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

- kn 1,0 : Hiệu suất khớp nối (2 khớp nối)

Động cơ có số vòng quay càng lớn thì kích thước, trọng lượng, giá thành động

cơ giảm Về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn Tuy nhiên nếu sốvòng quay càng lớn thì tỷ số truyền động chung càng lớn và kết quả là làm tăngkhuôn khổ, kích thước, giá thành của các bộ truyền, trục, ổ, với lý do này nên chọnđộng cơ có số vòng quay nhỏ

Vì vậy cần phải chọn số vòng quay của động cơ hợp lý Số vòng quay đồng bộcủa động cơ

(còn gọi là tốc độ từ trường quay), theo tiêu chuẩn có các số vòng quay: 3000,

Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc độ nhiềuhơn, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn, kết quả làkích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên

Vì vậy kết hợp hai yếu tố trên cần chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ: Chọn

p = 2; f = 50Hz Ta có số vòng quay đồng bộ của động cơ:

60.50

1500( / )2

db

Số vòng quay của trục công tác được xác định theo công thức:

 - Với hệ dẫn động băng tải

360.10

- D: Đường kính tang dẫn của băng tải (mm)

- v: Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

3 360.10 60.10 1,2

41,67( / ).550

u   : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.

- u  nd x 1,5 5 : Tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền xích

Căn cứ vào công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ P ta tiến hành lv dc

tra bảng P1.3[1] chọn động cơ có công suất định mức thỏa mãn điều kiện và có sốvòng quay đồng bộ của động cơ n db, thành lập bảng sau :

Kiểu động

cơ

Côngsuất(KW)

Vận tốcquay(v/ph)

dn

T T

k dn

T T

4A160S4Y

3

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ

1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức

ì của hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

dc dc

P P (kW)

Trong đó:

- P : Công suất mở máy của động cơ mm dc

- P : Công suất cản ban đầu bd dc

Xác định công suất mở máy của động cơ:

  ( Thỏa mãn điều kiện )

1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Trong quá trình làm việc tải trọng không đổi vì vậy không cần kiểm tra điều kiệnquá tải cho động cơ

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống u xác định theo:

dc ct

n u n

 

Với: - n dc : Số vòng quay của động cơ đã chọn.

- n ct : Số vòng quay của trục công tác.

1460

35,0441,67

Hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có: u u u ng. h

Với: - u ng : Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp.

- u h : Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp.

2.1 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:(0,1 0,15)

2.2 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Từ công thức 1.13 ta có:

35,04

17,522,0

h ng

u u u

h u u u

3.Xác đinh thông số trên các trục

3.1 Xác định công suất trên các trục

Ta có dc 10,59(kW)

Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo công thức:

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

1

1460

262,12( / )5,57

2

262,12

83,21( / )3,15

3 83,21

41,67( / )2,0

i

P T

n



Tính toán Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 69270,205( )

1460

dc dc

Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH.

1 Chọn loại xích:

Có 3 loại xích : xích ống, xích con lăn và xích răng Trong 3 loại xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm :

- Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống ) bằng

ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích lăn)

- Chế tạo dễ dàng hơn, không phức tạp bằng xích bánh răng.

- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống.

- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế.

- Phù hợp với vận tốc yêu cầu.

Vì công suất không quá lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy

2 Xác định các thông số của bộ truyền xích.

a Chọn số răng xích:

Số răng xích càng ít xích càng quay không đều, động năng va đập càng lớn, do đó xích càng nhanh mòn Vì vậy khi thiết kế phải đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích phải lớn hơn Zmin (Zmin =17÷19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình, Zmin

Vậy tỷ số truyền thực:

2 1

502,025

t

Z u Z

b Xác định bước xích p:

P = 10,59KW ; n3 = 83,21 v/ph ; T3 = 1086870,568 N.mm

Với Z01 = 25 , số vòng quay đĩa nhỏ n01 = 50; 200; 400; 600; 800; 1000; 1200 và 1600 v/ph.

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích, chọn theo mong muốn có bước xích nhỏ hơn có thể dùng xích nhiều dãy, khi đó:

25125

z

Z k Z

+ Chọn n01= 200 v/ph

k=kokakđckbtkđkc

Với: k0 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

Do đường nối 2 tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang góc ≤ 60° nên k0 = 1+ ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích Với khoảng cách trục

+ kđ: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng do tải trọng không đổi

d

(KW) Chọn công suất cho phép [P] = 68,1 KW theo bảng 5.5[1]

+ F0 : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

Với: kf Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích và vị trí bố trí bộ truyền, phụ thuộc vào độ võng f của xích , f thường dùng (0,001…0,002)a lấy kf = 6;4;2 và 1 Lấy kf = 4

25

mm Z

50

mm Z

f Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc σ Htrên mặt đĩa xích phải kiểm nghiệm:

[σ¿¿H ]¿ : Ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 5.11[1] khi chọn vật kiệu là thép

45, tôi cải thiện thì: [σ¿¿H ]¿ = 500÷ 600 (MPa)

Fvd : Lực va đập trên đĩa m dãy xích (N)

Fvd = 13.10-7 n3.p3.m = 13.10-7.83,21 50,83.1 = 14,181 (N)

Kd : Hệ số phân bố không đều tải trọng các dãy, Kd = 1 ( xích 1 dãy )

trong đó với Z1 =25, kr = 0,42 ; E = 2,1.105 MPa ; A = 645 mm2

[σ¿¿H ]¿ = 500÷ 600 (MPa) là vật liệu đảm bảo đủ bề để chế tạo đĩa xích

Ta có:

Dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất cho phép

3 Thông số của bộ truyền xích:

Số răng đĩa xích lớn Z2 50

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 405,319 mm

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 809,039 mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 427,523 mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 832,843 mm

Đường kính chân răng đĩa xích lớn df1 379,551 mm

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 783,231 mm

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

- Bộ truyền bánh răng đã cho là bộ truyền bánh răng trụ Dựa vào các tiêu chí kỹ thuật, kinh tế ta thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cho hộp giảm tốc Do:

- Ở bánh răng nghiêng, các răng không song song với đường sinh mà làm vớiđường sinh một góc  nên các răng chịu tải và thôi tải một cách dần đồng thờitrong vùng ăn khớp luôn có ít nhất hai đôi răng vì vậy bánh răng nghiêng làm việc

êm hơn, va đập và tiếng ồn giảm so với bánh răng thẳng

- Tiết kiệm được chi phí chế tạo

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

1.Chọn vật liệu

Đóng vai trò là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và

bộ truyền bánh răng nói riêng

Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB  350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể

cắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt vàbánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau

Loại bánh

răng

Loạithép

Nhiệtluyện thép

2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép H được xác định theo công thức 6.1[1] :

-Z V : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

-K xH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z Z K R .V xH 1

- lim

o H

 : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở

HL

HE

N K

N



Trong đó: - m H: bậc của đường cong mỏi.

- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)

-n : Số vòng quay trong trong 1 phút

- N HE160 .c n t1  60.1.1460.23914,8 2,09.10 9

Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trụchoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậy khi tính

ra được NHE1 ¿NH01 lấy NHE1 = NH01 để tính, do đó KHL1=1

 Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1

 Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:

 Chọn ứng suất tiếp xúc sơ bộ H sb 509, 09(MPa)

2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép F được xác định theo công thức 6.2[1] :

- 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 toán thiết kế sơ bộ lấy: Y Y K  R .S xF 1

- K FC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều K FC 1)

- lim

o H

 : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở

FE

N K

N



Trong đó: - m F: bậc của đường cong mỏi.

Trường hợp HB 350 Chọn m  F 6

-N FO

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

(N FO 4.106 với tất cả các loại thép)

- N FE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

( Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: N FE N HE)

ra được NFE1> NFO1, ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó KFL1 = 1

 Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

ra được NFE2> NFO2, ta lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 = 1

 Ứng suất uốn trên bánh lớn:

2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

2.3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện

Theo công thức 6.13[1]: [H]max 2,8ch

Trong đó: -  : Giới hạn chảy.ch

Tra bảng 6.1[1] ta có:

1 2

580( )450( )

ch ch

MPa MPa

2.3.2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Trường hợp HB 350 do vậy ta sử dụng công thức 6.14[1]:

- T1: Momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= =TI 68550,685(N.mm)

- u1: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u1 = 5,57

- [H]: ứng suất tiếp xúc cho phép [H] 509,09( MPa)

-w w

ba

b a

 

: Hệ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục

Tra bảng 6.6[1]: Chọn ba 0,3 (vị trí bánh răng không đối xứng với các cặp ổlăn).

- K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc

Xác định số răng:

Giữa khoảng cách trục aw1, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2, gócnghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theocông thức 6.18[1]:

o w

139

5,5625

t

Z u Z

• Vì dịch chỉnh chất lượng ăn khớp được cải thiện rất ít và bánh răng không có yêucầu gì thêm nên ta không chọn dịch chỉnh

3.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

a, Xác định đường kính vòng chia:

- Bánh răng nhỏ:

1 1 1

1

2.25

50,61( ) cos 0,988

1

2.139

281,38( )cos 0,988

Với  là góc profin gốc theo TCVN 1065-71 lấy  20( bảng 6.11[1] ) , ta có:

- Bánh răng nhỏ: d b1 d1.cos 50,61.cos 200 47,56(mm)

- Bánh răng lớn: d b2 d2.cos 281,38.cos200 264,41(mm)

f, Góc profin răng:

' 1

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 điều kiện6.33[1]:

1

1 1

2 1

b H

tw

Cos Z

Sin







Với: -  : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b tgb cos t tg1

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:

w 20 13o

  

' ' 1

2 8 32

1,752.20 13

o

cos Z

.sin 49,8.sin(8 53 )

1,22 1

o b

Z





- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H K H.K H.K Hv

Với: K H 1,12: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng

1

2 .

H Hv

v b d K

T K  K 

 

Với v H theo công thức 6.42[1]

w1 1

w1 1

166 0,002.82.3,87 3,47( / )

2 2.68550,685.1,12.1,16

H Hv

v b d K

2

2 .( 1)

2.68550,685.1,36.(5,56 1)

- ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Với cấp chính xác động học

   do đó thỏa mãn điều kiện.

Đảm bảo điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ (bw1) và vành bánh răng lớn (bw 2) theo điều kiện:

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

-K Hệ số tải trọng tính về uốn F K F K F.K F.K Fv

Với: - F

K :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng Tra bảng 6.7[1]  K F 1,32

- K F: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 [1]Þ K Fa = 1,40.

- K :Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về Fv

uốn

w 2 w1 1

1

2

F Fv

Tra bảng 6.16[1]: ta được g 0 = 73

166 0,006.73.3,87 9, 23