Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Đểthực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệtiên tiến, công ngh

MỤC LỤC

MỤC LỤC

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 13

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: 13

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ: 13

1.1.2 Chọn công suất động cơ: 13

1.1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: 14

1.1.4 Chọn động cơ: 15

1.1.5 Kiểm tra mở máy: 15

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN: 16

1.3 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC: 16

1.3.1 Tính công suất trên các trục: 16

1.3.2 Tính số vòng quay của các trục: 17

1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục: 17

1.3.4 Lập bảng kết quả: 17

PHẦN 2 : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 18

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH (bánh răng nghiêng) 18

2.1.1 chọn vật liệu: 18

2.1.2 Xác Định Ứng Suất Cho Phép: 18

2.1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh 21

2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp: 22

2.1.5 Kiểm nghiệm răng về bền tiếp xúc 22

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25

2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 27

2.1.8 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh: 27

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM (bánh răng trụ răng

thẳng) 28

2.1.1 chọn vật liệu: 28

2.2.2 Xác Định Ứng Suất Cho Phép: 29

2.2.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền cấp chậm 32

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp: 32

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về bền tiếp xúc 33

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 36

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 38

2.2.8 Các thông số của bộ truyền cấp chậm: 38

2.3 KIỂM NGHIỆM BÔI TRƠN VÀ CHẠM TRỤC 39

2.3.1 Kiểm tra bôi trơn 39

2.3.2 Kiểm tra chạm trục: 41

2.3.3 Kiểm tra sai số vận tốc: 42

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 42

3.1 CHỌN VẬT LIỆU 42

3.2 TÍNH THIẾT KẾ TRỤC 43

3.2.1 Các lực tác dụng lên các trục 43

3.3 TÍNH CHÍNH XÁC TRỤC 47

3.3.1 TRỤC I 47

3.5- KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH 63

PHẦN 4: 66

TÍNH CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI VÀ THEN CHO CÁC TRỤC 66

4.1 CHỌN Ổ TRỤC I 66

4.1.1 chọn loại ổ 66

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 67

4.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 68

4.2 CHỌN Ổ TRỤC II 69

4.2.1 chọn loại ổ 69

4.2.2 Kiểm nghiệ khả năng tải động của ổ: 70

4.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 70

4.3 CHỌN Ổ TRỤC III 71

4.3.1 chọn loại ổ 71

4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 72

4.4.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 72

PHẦN 5: TÍNH KIỂM NGHIỆM MỐI GHÉP THEN 73

5.1 CHỌN THEN CHO TRỤC I 74

5.2 CHỌN THEN CHO TRỤC II 74

5.2.1 Then lắp với bánh răng 2-2’: 74

5.2.2 Then lắp với bánh răng 3: 75

5.3 CHỌN THEN CHO TRỤC III 76

5.3.1 Then lắp với bánh răng 4: 76

5.3.2 Then lắp với nửa khớp nối 76

PHẦN 6: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 78

6.1 CHỌN KHỚP NỐI GIỮA TRỤC VÀ ĐỘNG CƠ 78

6.1.1 kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi 79

6.1.2 kiểm nghiệm sức bền đều của chốt 79

6.2 CHỌN KHỚP NỐI GIỮA TRỤC VÀ BĂNG TẢI 80

6.1.1 kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi 81

6.1.2 kiểm nghiệm sức bền đều của chốt 81

PHẦN 7: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 82

7.1 CHỌN BỀ MẶT LẮP GHÉP GIỮA NẮP VÀ THÂN 82

7.2 XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP 82

7.3.1 Vòng móc : 85

7.3.2.chốt định vị : 85

7.3.3 Cửa thăm : 85

7.3.4 Nút thông hơi : 86

7.3.5 Nút tháo dầu : 87

7.3.6 Que thăm dầu : 87

7.3.7 Vòng chắn dầu : Để ngăn mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thưởng dùng các vòng chắn dầu 87

7.5 Dung sai 92

Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ ,người ta sử dụng các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vòng ổ 92

Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu tiên : 92

Kích thước 92

mm 92

Miền dung sai 92

H7 92

D8 92

F8 92

D9 92

E9 92

F9 92

Sai lệch giới hạn µm 92

Trên 24 đến 30 92

+21 92

0 92

+98 92

+53 92

+20 92

+117 92

+65 92

+92 92

+40 92

+72 92

+20 92

Trên 30 đến 50 92

+25 92

0 92

+119 92

+80 92

+64 92

+25 92

+142 92

+80 92

+112 92

+50 92

+87 92

+25 92

Trên 50 đến 80 92

+30 92

0 92

+146 92

+76 92

+30 92

+174 92

+100 92

+134 92

+60 92

+104 92

+30 92

Trên 80 đến 120 92

+35 92

0 92

+174 92

+120 92

+90 92

+36 92

+207 92

+120 92

+159 92

+72 92

+123 92

+36 92

Miền dung sai và sai lệch giới hạn của trục với các kiểu lắp ưu tiên : 92

Kích thước 92

mm 92

Miền dung sai 92

d9 92

e8 92

d8 92

Sai lệch giới hạn µm 92

Trên 24 đến 30 92

+15 92

+2 92

-117 92

-65 92

-98 92

Trên 30 đến 50 92

+18 92

+2 92

-80 92

-142 92

-80 92

-119 92

Trên 50 đến 80 92

+21 92

+2 92

-174 92

-60 92

-106 92

-100 92

-146 92

Trên 80 đến 120 92

+25 92

+3 92

-120 92

-207 92

-120 92

-174 92

Dung sai các mối ghép là : 93

Trục 1: 93

Ghép 93

Kiểu ghép 93

Dung sai 93

Kích thước lỗ trên vỏ 93

93

+30 93

0 93

Lắp ổ với trục 93

93

93

Ghép 93

nắp ổ -vỏ 93

93

+30 93

0 93

-60 93

-106 93

Ghép vòng chặn mỡ-trục 93

93

Trục 2: 93

Ghép 93

Kiểu ghép 93

Dung sai 93

Kích thước lỗ trên vỏ 93

93

+35 93

0 93

Ghép bánh răng nghiêng- trục 93

93

+21 93

+2 93

Ghép 93

nắp ổ -vỏ 93

93

+30 93

0 93

-120 93

-207 93

Ghép bạc chặn -trục 93

93

Ghép vòng chặn mỡ-trục 93

93

Trục 3: 94

Ghép 94

Kiểu ghép 94

Dung sai 94

Kích thước lỗ trên vỏ 94

94

+40 94

0 94

Ghép bánh răng thẳng -trục 94

94

+21 94

+2 94

Ghép 94

nắp ổ -vỏ 94

94

+40 94

0 94

-72 94

-126 94

Ghép vòng chặn mỡ-trục 94

94

94

Lắp then: Sai lệch giới hạn µm 94

PHẦN 8 TÀI LIỆU THAM KHẢO 95

LỜI NÓI ĐẦU

Khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã nhanhchóng làm thay đổi bộ mặt thế giới Ngành công nghiệp thế giới nói chung và ngànhcông nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh chóng, tạo ra các sảnphẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người Để nâng cao đời sống nhân dân, đểhoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã

đề ra mục tiêu đến năm 2020 nước ta cơ bản trở thành một nước công nghiệp pháttriển, trở thành một nền kinh tế vững mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trongcác diễn đàn kinh tế thế giới

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 Đểthực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật

có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệtiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ ThuậtCông Nghiệp – Đại Học Thái Nguyên luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rènluyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thểđóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nướctrong thế kỷ mới

Qua đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD chúng em là: Hứa Đức Thịnh, NguyễnVăn Thao đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơnnhững công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùngvới kinh 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 trong bộ môn Kỹ thuật cơkhí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của cácThầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ thuật cơ khí trường Đại Học Kỹ Thuật CôngNghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy Lê Văn

Nhất và thầy PGS TS Vũ Ngọc Pi

Ngày 17 tháng 05 năm 2012

Nhóm sinh viên: Hứa Đức Thịnh

Nguyễn Văn Thao

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:

Chọn động cơ điện để dẫn động các máy hoặc chi tiết là giai đoạn đầu trong quátrình thiết kế hệ dẫn động cơ khí Chọn động cơ điện bao gồm các quá trình sau:

- Chọn kiểu loại động cơ;

- Chọn công suất động cơ;

- Chọn tốc độ động cơ;

- Chọn động cơ thực tế;

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

Nội dung cụ thể các bước như sau:

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ:

Do là hệ dẫn động cơ khí ( băng tải dung với các hộp giảm tốc) do đó nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều rô to lồng sóc

Động cơ điện xoay chiều rô to lồng sóc có những ưu điểm sau:

- Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy

- Có thể mắc trực tiếp vảo lưới điện công nghiệp

- Giá thành tương đối thấp và dễ kiếm

- Hiệu suất và công suất không cần cao

Còn nhược điểm là:

- Hiệu suất và hệ số công suất thấp ( so với độn cơ 3 pha đồng bộ)

- Không điều chỉnh được vận tốc ( so với động cơ một chiều và động cơ không đồng bộ ba pha dây cuốn)

Nhưng nhờ có nhiều ưu điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha khôngđồng bộ roto lồng sóc( ngắn mạch) Nó phù hợp để dẫn động các thiết vị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn…

1.1.2 Chọn công suất động cơ:

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt

độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảm bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:

Pdmdc ≥ Pdtdc (kw) (1.1 hướng dẫn đồ án chi tiết máy Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự [ I ] )Trong đó :

- Pdmdc : Công suất định mức của động cơ;

- Pdtdc :Công suất đẳng trị trên trục động cơ

Pdtdc ≥ Plvdc (1.2 [ I ])

- Plvdc Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

)

(kw P P

ct lv dc lv

F : Lực vòng trên trục công tác (N)

v : Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

η∑: Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Ta có:

2 4

2 o 2kn

brη η η

η∑ = (1.5 [ I ])Trong đó: ( tra bảng 1.1 hướng dẫn đồ án chi tiết máy)

-ηbr: Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηbr = 0.97

-ηo : Hiệu suất một cặp ổ lăn ηo=0.995

-ηkn: Hiệu suất khớp nối ηkn=1

1.1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ càng giảm(vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung nếu không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph

Cách xác định số vòng quay đồng bộ như sau:

Tính số vòng quay của trục công tác:

=

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

- V Vận tốc vòng của băng tải(mm)

3

60.10 2,1 134( / )3,14.300

ct

Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ kể đến sự trượt của hệ thống được xác định bằng công thức:

ct ct

db sb

n n

n

1450 10,82 134

1.1.5 Kiểm tra mở máy:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo: Pmmdc ≥Pbddc (1.12 [ I ])

Trong đó:

- Pmmdc : Công suất mở máy của động cơ (kw) Pmm dc =(Tk/Tdn) Pdmdc =2.11 =22(kw)

- Pbddc : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw)

1,5.9,1 13,65( )

bd bd lv

 Động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện mở máy.

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống u xác định theo:∑

ct

dcn

-u h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

-u ,1 u2 : Tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc.+ Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh, để nhận được kích thước tiết diện ngang củahộp nhỏ nhất ( cũng chính là để bôi trơn hộp giảm tốc hợp lí nhất), tỷ số truyền củacặp bánh răng cấp chậm được xác định theo công thức :

1.3 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC:

Kí hiệu các số chỉ tính toán như sau: chỉ số “ đc” kí hiệu trục động cơ; các chỉ số chỉtrục sô "I", "II", "III" Chỉ trục số I, II và III

1.3.1 Tính công suất trên các trục:

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ bằng: dc lv ct 9,1( )

n n

I dc

1458

ph v u

n n

II I

4 , 277

ph v u

n n

III II

II

÷

1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục:

Mô men xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:

k

k k

10

73895 ,

8 10 55

9,55.10n

p.9,55.10

3

3 6

PHẦN 2 : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH (bánh răng nghiêng) 2.1.1 chọn vật liệu:

Đối với hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm I, đồng thời chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn độ rắn cảu bánh răng nhỏ từ 10-15 đơn vị

Chọn vật liệu theo bảng 6.1( Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập I Trịnh Chất- Lê Văn Uyển, Nhà Xuất Bản Giáo Dục [ II] )

Kíchthướcs,mm,không lớnhơn

Độ rắn Giới hạn

bền

Giới hạnchảy

σ

Trong đó: -ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

-Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

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

-YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng -Ys : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng suất -KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong bước thiết kế sơ bộ lấy: ZRZVKxH = 1

YRYSKxF = 1

Vậy ta có: [ ]

H

HL H

F

S K

.

0 lim

σ Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng tra bảng (6.2 [ II]) ta có:

0 lim

H

σF0lim=1.8HB

SF =1.75 Hệ số an toàn khi tính về uốn

SH =1.1 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc(bảng 6.2 [ II])

KFC=1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (bộ truyền quay một chiều)

KHL,KFL hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

H

m

HE

HO HL

N

N

K = (6.4 [ II])mH,mF- Bậc của đương cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn: mH =mF=6 (HB ≤350)NHO- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N HO =30.H HB2 , 4( HHB độrắn brinen)

NFO =4.106– Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NHE,NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi chịu tải tĩnh: NHE

=NFE=N=60cnt∑

Với c,n,t∑ Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong mộtphút và tổng số giờ làm việc c =1; n1=1458,n2=277.4; t∑ =8.365.0,8.3.8 =56064 (giờ)

NHE1 =NFE1 =60.1.1458.56064 =4,9.109

NHE2 =NFE2 =60.1.277,4.56064 =9,3.108Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 = 180

NHE1 > NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1 ⇒ KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2 ⇒ KHL2 = 1

NFE1 > NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1 ⇒ KFL1 = 1

NFE2 > NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2 ⇒ KFL2 = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

0 Hlim1 HL1

).

1 (

ba H

H a

K T u

K a

ψ σ

β

±

=Ka- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Ka = 43 (bảng 6.5 [ II])

= = = – Mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động

Ψba =bW/aW =0.35 (bảng 6.6 [ II])u1 = 5.256 Tỉ số truyền của cặp bánh răng đang xét

[σH] = 468,175 (MPa)

kHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc Trị số của kHβ tra trong bảng 6.7 tùy thuộc vào vị trí của ψbd bánh răng vớicác ổ và hệ số xác định theo công thức: ψbd = 0 , 5ψba(u+ 1 ) =0,5.0,35.(5,256+1) =1,0948

2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp:

2.1.4.1 Xác định module: m =(0.01÷0.02)∙ a

w =(0.01÷0.02)∙119 =1,32÷2,64(6.8 [ II ] )

Theo bảng 6.8 ta chọn module pháp m

n =2

2.1.4.2 Xác định số răng góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x: Giữa khoảng cách

o Số răng bánh nhỏ:

0 w

2.1.5 Kiểm nghiệm răng về bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điềukiện sau:

][)1(2

1

1

H w

w

m H H

M H

ud b

u K T z z

-ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw

b H

z

αβ2 sin

cos 2

H w w1 Hv

0,35.132.5, 256.42, 2

Xác định chính xác ứng suất cho phép:

Theo (6.1) với v= 2,78 m/s<5m/s=> Z

v =1; Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác vê mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R

a =2,5…1,25μm, do

đó Z

R

= 0,9; với d

a < 700mm, K

xH =1, do đó:

Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

Để đảm bảo bền ta tính lại chiều rộng vành răng:

397,024 0,35.132 50

384,313

σψ

th

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

Điều kiện đảm bảo vậy độ bền uốn thỏa mãn.

2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải thí dụ lúc mở máy, ham x máy… vớithông số quá tải K

F1max F1.Kqt 67,82.1,5 101,73(MPa) 272(MPa)

F2max F2.Kqt 63,81.1,5 95,715(MPa) 272(MPa)

Vậy điều kiện thỏa mãn

2.1.8 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh:

Chọn vật liệu theo bảng 6.1( [ II] )

Kíchthướcs,mm,không lớnhơn

Độ rắn Giới hạn

bền

Giới hạnchảy

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

-YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng -Ys : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng suất -KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốnTrong bước thiết kế sơ bộ lấy: ZRZVKxH = 1

YRYSKxF = 1

Vậy ta có: [ ]

H

HL H

K

.

0 lim

σ lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng tra bảng (6.2 [ II]) ta có:

SF =1.75 Hệ số an toàn khi tính về uốn

SH =1.1 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc(bảng 6.2 [ II])

KFC=1 Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (bộ truyền quay một chiều)

KHL,KFL Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

H

m

HE

HO HL

NFO =4.106– Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NHE,NFE – Số chu kỳ thay dỏi ứng suất tương đương Khi chịu tải tĩnh: NHE

=NFE=N=60cnt∑

Với c,n,t∑ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong mộtphút và tổng số giờ làm việc c =1,n2=277.4 ; n3=134; t∑ =8.365.0,8.3.8 =56064 (giờ) NHE3 =NFE3 =60.1.277,4.56064 =9,33.108

Vì bộ truyền cấp chậm là răng thẳng nên:

Kiểm tra ứng suất tiếp cho phép:

T =300845, 263(Nmm)– Mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động.

Ψba =bW/aW =0.4 (bảng 6.6 [ II])

U2 = 2,07 Tỉ số truyền của cặp bánh răng đang xét

]

[σH =490,9 (MPa)

kHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc Trị số của kHβ tra trong bảng 6.7 tùy thuộc vào vị trí của ψbd bánh răng vớicác ổ và hệ số xác định theo công thức: ψbd = 0 , 5 ψba( u + 1 ) =0,5.0,4.(2,07+1) =0,614

tra bảng 6.7/96 sơ đồ 7 ta có kHβ=1,02

3

2

300845, 263.1, 0249,5.(2, 07 1) 175, 4( )

Theo bảng 6.8 ta chọn module pháp m

n =2

2.2.4.2 Xác định số răng góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x: Giữa khoảng cách

trục a

w

, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng của răng và moduntrong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức:

114 2,07355

th

Z U

Z

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điềukiện sau:

HV

là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của K

HV tínhtheo công thức 6.41 [ II ]

:

a =2,5…1,25μm, do

đó Z

R

= 0,9; với d

a < 700mm, K

xH =1, do đó:

Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

Để đảm bảo bền ta tính lại chiều rộng vành răng:

473,08 0,4.169 70

466,355

σψ

th

bW3 =70+5 =75

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép: 2 F F3 [ ]

F3

Y [ ] Y

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải thí dụ lúc mở máy, ham x máy… vớithông số quá tải K

qt

=K

bd =2,2 Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứngsuất tiếp cực đại và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạikhông được vượt quá một giá trị cho phép:

Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại σ

Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giới hạncho phép:

F3max F3 K qt 95, 5.1,5 143, 25(MPa) 464(MPa)

F4 max F4 K qt 94,5.1,5 141, 75(MPa) 360(MPa)

Vậy điều kiện thỏa mãn

2.2.8 Các thông số của bộ truyền cấp chậm:

2.3 KIỂM NGHIỆM BÔI TRƠN VÀ CHẠM TRỤC

2.3.1 Kiểm tra bôi trơn

Để giảm tổn hao công suất vì ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, hạn chế han gỉ thì cần phải bôi trơn.Đối với hộp giảm tốc đang tính thì ta sẽ chọn bôi trơn trong dầu, các chi tiết sẽ được ngâm trong dầu bôi trơn

Với bộ truyền cấp nhanh:

Chiều cao răng: h h= = =1 h2 2,25.m1 =2,25.2 4,5= (mm)

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin =(0,75 2 ÷ ) h=(3, 4 9 ÷ )(mm)

Chiều cao răng: h h= = =3 h4 2,25.m2 =2,25.2 4,5= (mm)

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin =(0,75 2 ÷ ) h=(3,4 9÷ ) (mm)

Mức dầu tối đa là: X4 axM = X4Min − = 10 106 10 96 − = (mm)

Vậy mức dầu chung cho cả hộp là: