tinh toan hop giam toc 3 CAP PHAN DOI CAP NHANH

Trường Đại học Giao thông vận tải CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAMThành phố Hồ Chí Minh Độc lập - Tự do - Hạnh phúc BỘ MÔN CSTKCK – KHOA CƠ KHÍ NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC –

Trang 1

Trường Đại học Giao thông vận tải CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

Thành phố Hồ Chí Minh Độc lập - Tự do - Hạnh phúc

BỘ MÔN CSTKCK – KHOA CƠ KHÍ

NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC – MÃ SỐ : [10-45-76-TN]

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

ĐỀ SỐ 9: Thiết kế hộp giảm tốc Trục vít-bánh vít với các dữ liệu ban đầu như sau:

+ Sơ đồ gia tải như hình vẽ

+ Tùy chọn bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích ở đầu vào hoặc đầu ra của hộp giảm tốc

+ Các thông số ban đầu của hệ:

+ Yêu cầu sai số vòng quay trục công tác ≤ 5%

Sơ đồ gia tải.

Ghi chú : Khi cần sửa đổi số liệu phải có ý kiến của giáo viên hướng dẫn, tiến trình làm đồ án cần thực hiện ngay sau khi được giao Sau mỗi 4 tuần sẽ có 1 lần kiểm tra tiến độ, nếu 1 trong 2 lần kiểm tra sinh viên không kịp tiến độ sẽ không được dự bảo vệ đồ án

Tp Hồ Chí Minh, ngày ……… tháng ………… năm …

Ths Lê Văn An Ths HỒ NGỌC THẾ QUANG

Công suất trục

công tác

Số vòng quay trụccông tác (vg/ph)

Số năm làmviệc

Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va

đập nhẹ (1năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8

giờ) Các thông số khác sinh viên tự lựa chọn cho phù

hợp

Trang 2

MỤC LỤC

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện 1

1.2 Phân phối tỉ số truyền .1

1.3 Lập bảng đặc tính của động cơ .1

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền xích 1

2.2 Thiết kế bánh răng 1

2.3 Thiết kế bộ truyền trục vít 2.3 Thiết kế trục và then hộp giảm tốc 1

2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép 1

2.3.2 Thiết kế sơ bộ moment xoắn: 1

2.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực 2.3.4 Thiết kế trục 1

2.3.5 Kiểm tra độ bền trục 1

2.3.6 Kiểm nghiệm then 2.4 Tính toán chọn ổ và nối trục 1

2.4.1 Tính chọn ổ hộp giảm tốc 1

2.4.2 Nối trục răng 1

2.5 Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác 1

2.5.1 Vỏ hộp 1

2.5.2 Bulông và các chi tiết tiêu chuẩn 1

2.5.3 Một số chi tiết khác 1

2.5.3.1 Cửa thăm 1

2.5.3.2 Nút tháo dầu 1

2.5.3.3 Kiểm tra mức dầu 1

2.5.3.4 Chốt định vị 1

2.5.3.5 Nút thông hơi 1

2.5.3.6 Vòng chắn dầu 1

PHẦN III: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 1

Tài liệu tham khảo 11

PHẦN I:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Trang 3

1.1 Chọn động cơ điện

Hiệu suất truyền động:

η = ηkn ηx ηtv ηbr ηol4

Trong đó: (Tra bảng 2.3[1]/19) chọn

ηkn = 1 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi

ηx = 0,9 : Hiệu suất bộ truyền xích(bộ truyền được để hở)

ηbr = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng (bộ truyền được che kín)

ηol = 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn(bộ truyền được che kín)

ηtv = 0,8 : Hiệu suất bộ truyền trục vít(bộ truyền được che kín)

 Η = 1.0,9.0,8.0,97.0,994

= 0,691

Công Suất Tương Đương:

) ( 95 , 17 3

0 7 0

3 0 8 , 0 7 0 19

.

) (

2 2

2 1

2

2 2 1

2 1 2

kW T

T T

T

t t

t T

T t T

T p t

t T

T P P P

i

i i

td t

= +

Công suất cần thiết của động cơ:

Như vậy cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 21,75 (kW)

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Tỷ số truyền của hệ:

uh = uhgt.ud

Trong đó

uhgt : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp

ud :Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang

=n

)(75,21sb

Vận tốcquay(v/p) cosϕ η%

*Kiểm tra động cơ

T dmdc = (9550 p đc )/ n đc = 143 N.m

)(75,21825,0

95,17

Trang 4

Thỏa điều kiện.

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỷ số truyền thực sự khi đã chọn động cơ:

76,8617

n

n u

Theo bảng 3.2/46 [Trịnh Chất] Chọn uhgt = 28,uđ = 86,76/28=3,1

Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:

Ta chọn :

94,3

1=

u

07 , 3

2 =

u

31 , 2

=

uhgtSai số tỷ số truyền hộp giảm tốc:

% 2 , 0

% 100 28

94 27

, 3

1475

u

n n

d

=

) / ( 121 94 , 3

8 , 475

76 , 121

33 , 39

475 , 21 10 55 , 9 10 55 ,

n

p T

dc

ct

) ( 5 , 410489

10 55 , 9

1

1 6

n p

Trang 5

) ( 43 , 1550888

10 55 , 9

2

2 6

10 55 , 9

3

3 6

10 55 , 9

4

4 6

10 55 ,

n ct

ct ct

Trang 6

Thông số kĩ thuật để thiết kế:

Công suất bộ truyền: P1 = 21,75kW

bt(mm) b(mm) h(mm) Y0(mm) A(mm) Chiều dài đai T1(N.m) d1(mm)Đai

1475.250.60000

1 1

2.1.3.Chọn hệ số trượt tương đối và tính d 2 :4.21/62[Trịnh Chất]

Chọn hệ số trượt tương đối ξ =0,01

Tính sơ bộ d2 :

d u

d2 = d 1 1−ξ =3,1.2501−0,01 =767,25Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 800 mm

Tỉ số truyền:

( ) 250(1 0,01) 3,2

8001

Trang 7

1,32,3

=

−

2.1.4.Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai L:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo đường kính d2, với u d =3,2

L sb

87 , 3343

800 4

250 800 2

800 250 800

2

4 2

2

2 1 2 2 1

=

− + + +

=

− + + +

= π π

275 2

250 800 2

1

=

∆ d dVậy :

( )mm

k k a

72 , 908

4

275 8 66 , 1900 66

, 1900

4 8

2 2

=

− +

=

∆

− +

, 577

800 250 2 5 , 13 800 250 55 , 0

2

55 ,

⇔

+

≤

≤ + +

a

d d a h d d

Ta thấy a=908,72mm thỏa điều kiện

1 2 1

120 5 , 145 72

, 908

250 800 57 180

57 180

α

0

1

≥Tra biểu đồ hình 4.21/151 [nguyen huu loc] với các thông số d1 = 250 mm; v = 19,3 m/s ; đai loại C ta có:

P0 = 9,5 kW

Trang 8

L0 = 2240 mmTính các hệ số sử dụng:

Hệ số xét đến ảnh hưởng gốc ôm đai:

91 , 0 ) 1

( 24 , 1 ) 1 ( 24 ,

5 , 145 110

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:

14 , 1

3550 6 6 0

, 0

75 , 21

=

z

C là hợp lý

2.1.7.Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai:

Áp dụng công thức 4.17 và 4.18 tài liệu [Trịnh Chất]

7 , 5 17

5 , 25 3

z

(tra sách bang 4.21/62)

Chiều rộng bánh đai:

mm85

=2.17+1)25,5-(3

=2e+1)t -(z

=2.5,7+250

=2h+d

=

da1 1 0Đường kính ngoài của bánh đai lớn:

mm811,4

=2.5,7+800

=2h+

F0 = = 1σ0 =3.230.1,5=1035

Lực căng trên mỗi dây đai:

N z

F

3453

1035

Lực vòng có ích:

Trang 9

N v

P

3,19

75,21.10001000

F t

65,3753

94,1126

=

Từ công thức:

48,094,11261035

.2

94,11261035

.2ln54,2

12

2ln1222

1

12

0

0 '

0 0 0 0

t f

f t f f

f t

F F

F F f

F F

F F e

F e F e F e

e F F

α

α α

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

(giả sử biên dạng bánh đai γ = 380 )

156 , 0 2

38 sin 48 , 0 2 sin

2

5,145sin.1035.22sin

σσ

σmax = 1+ 1+ = 0 +0,5 + 1+

Trong đó:

MPa E

d y

MPa z

A F

MPa z

A F

u

t t

84,3100.250

8,4.2.2

633,13.230

94,1126

5,13.230

1035

1

0 1

0 0

(Trong đó E là modul đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2)

MPa0,447

=.101200.19,310

v ρσ

(Với là khối lượng riêng của đai: chọn ρ =1200kg/m3)

 Vậy ta có:

MPa6,6035

=0,447+3,84+0,5.1,633+

1,5

=

.5,

0 max σ σt σu σv

2.1.10.Tính tuổi thọ đai:

Giớ hạn mỏi của đai thang

MPa9

Trang 10

=

s5,44

=i

8

=m

max

1 -

σ

)(5,303944

,5.3600.2

10.6035,69

.3600.2

10.L

7 8

7 max

h

h i

m r

2.2.1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh(cặp bánh răng nghiêng)

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng:

Chọn thép C45 thường hóa Theo bảng 6.13/223 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc] ta có:

H

s

K

9,0

lim 0

MPa HB

H

53070230.2702

59070260.2702

2 2

lim 0

1 1

lim 0

=+

=

=+

HO HL

N

Trong đó:

NHE : số chu kỳ làm việc tương đương

NHO: số chu kỳ làm việc cơ sở

MH : bậc của đường cong mỏi, và có giá trị MH =6

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định bằng công thức 6.36 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]

i

T

T c

60

c =1 : số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay

Trang 11

Tuổi thọ : Lh=5.300.8.2=24000 giờ

) ( 10 51 , 58

1

3 , 0 8 , 0 1

7 , 0 476 24000 1 60

.

60

7

3 3

1

3

max 1

Ck

T

T T

T

t n T

T c

i

i i i HE

94,3

10.51,

[ ]

s K

MPa s

K

H

HL H

H

HL H

H

63 , 433 1

, 1

1 9 , 0 530 9

, 0

72 , 482 1

, 1

1 9 , 0 590 9

, 0

2 2

lim 0 2

1 1

lim 0 1

σ σ

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo 6.40a tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]

] [ ]

[ ]σH min = 433 , 63 ≤[ ]σH = 324 , 44 ≤ 1 , 25 [ ]σH min = 542 , 0375MPa

Điều không kiện thỏa nên ta chọn:

[ ] [ ]σH = σH min = 433,63MPa

Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo 3.20 tài liệu [3]:

[ ]

F

FL OF

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào

độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện:

Mpa HB

MPa HB

OF

414230

.8,18

,1

468260

.8,18

,1

2 2

lim

1 1

Hệ số tuổi thọ KKL được xác định theo công thức 6.48 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]

Trang 12

m FE

NFE : số chu kỳ làm việc tương đương

NFO: số chu kỳ làm việc cơ sở, thông thường lấy NFO=5.106 đối với tất cả các loại thép

Số chu kỳ làm việc tương đương theo 3.22 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]

c=1 : số lần ăn khớp của răng 1 vòng quayTuổi thọ : Lh=5.300.8.2=24000 giờ

)(10.37

,

53

1

3,0.8,01

7,0

476.24000.1

60

.60

7

6 6

1

6 max 1

Ck

T

T T

T

t n T

T c

i

i i

i FE

10 54 , 13 94

, 3

10 37 ,

10

Ta có: [ ]

F

FL OF

F

s

K

limσ

σ =

75,1

1.468

σ

[ ]F 236,57MPa

75,1

1.414

=

ba

ψ

Trang 13

Ta suy ra giá trị ψbd dựa vào công thức

2

)194,3.(

3,02

ψ ψ

Hệ số tập trung tải trọng Kβ

Dựa vào ψbd , tra bảng 6.4 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc] ta xác định được các hệ số tập trung tải trọng:

21,1

;1082,

2)1(43

u

K T u

a

H ba

H

σ ψ

1082 , 1 410489,5 )

1 94 , 3 (

β

Ta có :

) 40 cos(

2 1

) 30 cos(

u m

a

n

w n

w



) 40 cos(

225 2 1

94 , 3 3

) 30 cos(

225

Trang 14

% 51 , 0 92

, 3

94 , 3 92 , 3

Ta có: gốc nghiên răng

225.2

9825.3.cos

2

a

z z m ar

2

98253cos

m

) 9 , 34 cos(

25 3 cos 1 0

β

mm z

m

) 9 , 34 cos(

98 3

mm m

d

d a1 = 1+2 n =91,45+2.3=97,45

mm m

d

d a2 = 2+2 n =358,47+2.3=364,47Đường kính vòng đáy:

mm m

d

d f1= 1−2,5 n =91,45−2,5.3=83,95

mm m

d

d f2 = 2− 2 , 5 n = 358 , 47 − 2 , 5 3 = 350 , 97

Chiều cao răng:

mm m

h= 2,25 =2,25.3=6,75

Bề rộng vành răng:

mm

mm a

b

ba w

5 , 72 5 5 , 67 5

5 , 67 3 , 0 225

2 1

2

= +

d

60000

476.45,91.14,360000

1

= π

Trang 15

Dựa vào bảng 6.3 [Nguyễn Hữu Lộc]ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9 với

T F

F

w t

45,91.2

410489,5

22

1

1 2

Theo công thức 6.17 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc], lực hướng tâm:

N tg

tg F F

r

)9,34cos(

)20(.67,4488

0 1

tg F F

F a a t 4488,67 (34,90) 3131,4

1 2

2.2.1.9 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v = 2,3m/s và cấp chính xác là 9 tra bảng 6.6[ Nguyễn Hữu Lộc] ta

xác dịnh được hệ số tải trọng động:

056,1

=

Hv

K

112,1

=

Fv

K

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.86 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]:

.

1 2

1

H w

H M H

u b

u K T d

Z Z Z

Z

α

β

2sin

cos2

9,34cos22

sin

cos2

93,239

,34cos

20cos

0 0

nw tw

Z

tg acrtg

αββ

αα

Trang 16

75,19,34cos98

125

12,388,1

cos112,388,1

0

2 1

α

ε

βε

Z

z z

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M

94,3.5,67.2

194,3.322,1.5,410489

2.45,91

76,0.48,1.275

12

H

s

K K Z Z K

lim 0

93,03,2.85,085

,

0 0 , 1 = 0 1 =

Z v

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn

Thông thường chon Kl=1

Hệ số ảnh hưởng của kích thướng răng

Theo công thức 6.39 ta có:

02,110

45,9105,110

05,1

K xH

322,113,1.056,1.1082,1

K

Trang 17

 [ ] MPa

s

K K Z Z K

H

xH l V R HL H

1,1

02,1.1.93,0.95,0.1530

lim

=σσ

[ ] 434,26

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Ứng suất cho phép theo theo công thức 6.52 tài liệu [3]

[ ]

F

FC X

R FL OF

F

S

K Y R Y

σ

Trong đó:

Hệ số khi xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi

KFC=1 khi quay 1 chiều

Hệ số khi xét đến ảnh hưởng của độ nhám

YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số kích thước

351,0

=0,005.3-

1,05

=0,005m-

172,0082,

FC x R F

75,1

99,0.035,1.1.414

2,1347,32,1347,3

76,331,45

2,1347,32,1347,3

64,1779

,34cos

98cos

31,459

,34cos

25cos

2 2

1 1

0 3 3

2 2

0 3 3

1 1

=+

=

⇒

=+

v F

v v

z Y

z z

ββ

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ ]

54,3

57,236

125,7176,3

43,267

2 2 1 1

Y

σσ

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

Ứng suất uốn được tính theo công thức 6.78 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]:

[ ]F w

F t F F

m b

K F Y

σ

Hệ số tải trọng tĩnh:

Trang 18

Fa Fv F

K F Y

F F

F

w

F t F F

4,2426

,105

6.1053

.5,67

3455,1.6,4488.54,3

σσ

Vậy độ bền uốn được thỏa

2.2.2 T hiết kế ( cặp bánh răng trung gian)

Chọn thép C45 thường hóa Theo bảng 6.13 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc] ta có:

Ứng suất tiếp xúc cho phép

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

[ ]

H

HL H

H

s

K

9 , 0

lim 0

MPa HB

H

510 70

220 2 70

2

570 70

250 2 70

2

6 lim 0

5 lim 0

= +

=

= +

= σ

σ

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức 6.34

H

m HE

HO HL

N

Trong đó:

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định bằng công thức

i

T

T c

Trang 19

Tuổi thọ : Lh=5.300.8.2=24000 giờ

)(10.87,

14

1

3,0.8,01

7,0

121.24000

1.60

.60

7

3 3

T

t n T

T c

i

i i

i HE

07 , 3

10 87 , 14

[ ]

s K

MPa s

K

H

HL H

H

HL H

H

27 , 417 1

, 1

1 9 , 0 510 9

, 0

36 , 466 1

, 1

1 9 , 0 570 9

, 0

6 6

lim 0 6

5 5

lim 0 5

σ σ

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:

[ ] [ ] σH = σH min = 417 , 27 MPa

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo

[ ]

F

FL OF

F

s

K

limσ

σ =

MPa HB

OF

396 220

8 , 1 8

, 1

450 250

8 , 1 8

, 1

6 lim

5 lim

FO FL

N

K =Trong đó:

Trang 20

mF : chỉ số mũ mF=6

Số chu kỳ làm việc tương đương theo

) ( 10 56

,

13

1

3 , 0 8 , 0 1

7 , 0

121 24000 1

.

60

.

60

7

6 6

1

6 max 5

Ck

T

T T

T

t n T

T c

N

n i

i i

i FE

10 4 , 4 07

, 3

10 56 ,

10

Ta có:

[ ]

F

FL OF

F

s

K

limσ

1.396

14,25775

,1

1.450

1.4.3.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]:

4 , 0

ψ ψ

Hệ số tập trung tải trọng Kβ

Trang 21

Dựa vào ψbd , tra bảng 6.4 ta xác định được các hệ số tập trung tải trọng:

05 , 1

; 03 ,

)

1 ( 50

u

K T u

a

H ba

H

σ ψ

03 , 1 1550888,43 )

1 07 , 3 (

400 2 )

1 (

2

+

= +

=

u m

, 3 40

% 16 , 0 075

, 3

07 , 3 075 , 3

h= 2,25 =2,25.5=11,25

Trang 22

Đường kính vòng chia:

mm mz

d5 = 5 = 5 40 = 200

mm mz

d6 = 6 = 5 123 = 615

Đường kính vòng lăn:

mm d

d

mm d

5 5

d d

mm m

d d

a

625 5

2 615 2

210 5

2 200 2

6 6

5 5

= +

=

= +

=

Đường kính vòng đáy:

mm m

d d

mm m

d d

f

5 , 602 5

5 , 2 615 5

, 2

5 , 187 5 5 , 2 200 5

, 2

6 6

5 5

b

mm a

b w ba

168 5

163 5

163 4

, 0 5 , 407

6 5

6

= +

d

60000

121 200 14 , 3 60000

T F

F

w t

200

43,1550888

22

5

2 6

Theo công thức 6.17, lực hướng tâm:

N tg

tg F F

074,1

Trang 23

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.63 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]:

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

12

77,143

4

77,1123

140

12,388

,

1

112,388,1

2 1

Hệ số tải trọng tính:

25,113,1.074,1.03,1

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

43,373

07,3.163

107,3.25,1.43,1550888

2.200

867,0.764,1.275

12

H

s

K K Z Z K

lim 0

σ

σ =

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt:

Trang 24

ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng

Do HB ≤350

87,026,1.85,085

,

0 0 , 1 = 0 1 =

Z v

Theo công thức 6.39 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc] ta có:

s

K K Z Z

d K

H

xH l V R H H

xH

06 , 383 1

, 1

016 , 1 1 856 , 0 95 , 0 510

014 , 1 10

200 05 , 1 10 05 , 1

lim 0

4 4

H =373,43< σ =383,06

σ

[ ]

F

FC X

R FL OF

F

S

K Y R Y

σ

Trong đó:

1,025

=0,005.5-

1,05

=0,005m-

172,0082,

1.908,0.025,1.139675

,1

Trang 25

( ) ( )

577,3123

2,1347,32,1347,3

8,340

2,1347,32,1347,3

1230

cos

123cos

400cos

40cos

6 6

5 5

0 3 3

6 6

0 3 3

5 5

=+

=

⇒

=+

v F

v v

z Y

z z

ββ

[ ]

577,3

29,226

67,678

,3

14,257

6 6 5 5

Y

σσ

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bị bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

m b

K F Y w

F t F

MPa

m b

K F Y

F F

F

w

F t F F

6,21041

,81

42,815

.163

196,1.88,15508.577,3

σσ

2.2.3 T hiết kế bộ truyền cấp chậm( cặp bánh răng cấp chậm)

Chọn thép C45 tôi tích Theo bảng 6.13 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc] ta có:

Ứng suất tiếp xúc cho phép

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

Trang 26

[ ]

H

HL H

H

s

K

9 , 0

lim 0

MPa HRC

H

780 150

35 18 150

18

834 150

38 18 150

18

8 lim 0

7 lim 0

= +

=

= +

= σ

σ

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức 6.34

H

m HE

HO HL

N

Trong đó:

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định bằng công thức

i

T

T c

,

4

1

3,0.8,01

7,0

39.24000

1

60

.60

7

3 3

1

3

max 7

Ck

T

T T

T

t n T

T c

N

n i

i i

i HE

31 , 2

10 79 , 4

10.2,36

Trang 27

[ ]

s K

MPa s

K

H

HL H

H

HL H

H

04 , 686 1

, 1

075 , 1 9 , 0 780 9

, 0

4 , 682 1

, 1

1 9 , 0 834 9

, 0

8 8

lim 0 8

7 7

lim 0 7

σ σ

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:

[ ] [ ] σH = σH min = 686 , 04 MPa

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo

[ ]

F

FL OF

F

s

K

limσ

σ =

MPa

MPaOF

OF

550

8 lim

7 lim

FO FL

Số chu kỳ làm việc tương đương theo

) ( 10

7 , 0

39 24000 1

.

60

.

60

7

6 6

1

6 max 7

Ck

T

T T

T

t n T

T c

N

n i

i i

i FE

10 8 , 1 31 , 2

10 3 ,

10

Trang 28

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Ta có: [ ]

F

FL OF

F

s

K

limσ

,1

1.550

138,31475,1

1.550

1.5.3.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc]:

3 , 0

; 02 ,

1 ( 50

u

K T u

a

H ba

H

σ ψ

02 , 1 4647666,76 )

1 31 , 2 (

Trang 29

31 , 45 ) 1 31 , 2 ( 6

450 2 )

1 (

2

+

= +

=

u m

, 2 45

% 98 , 0 333

, 2

31 , 2 333 , 2

h= 2,25 =2,25.6=13,5

Đường kính vòng chia:

mm mz

d7 = 7 = 6 45 = 270

mm mz

d8 = 8 = 6 105 = 630

Đường kính vòng lăn:

mm d

d

mm d

7 7

d d

mm m

d d

a

642 6

2 630 2

282 6

2 270 2

8 8

7 7

= +

=

= +

=

Đường kính vòng đáy:

mm m

d d

mm m

d d

f

615 6

5 , 2 630 5

, 2

255 6

5 , 2 270 5

, 2

8 8

7 7

b

mm a

b w ba

140 5

135 5

135 3

, 0 450

8 7

8

= +

Trang 30

Vận tốc vòng bánh răng được tính theo công thức :

s m n

d

60000

39 270 14 , 3 60000

T F

F

w t

270

8,4620730

22

7

3 8

Theo công thức 6.17, lực hướng tâm:

N tg

tg F F

06,1

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.63 tài liệu [3]:

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

12

Trang 31

Theo công thức :

86,03

78,143

4

78,1105

145

12,388

,

1

112,388,1

2 1

Hệ số tải trọng tính:

24,113,1.06,1.03,1

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

16,478

31,2.135

131,28,462073

24,1.2.270

86,0.743,1.275

12

H

s

K K Z Z K

lim 0

8,055,0.85,085

,

0 0 , 1 = 0 1 =

Z v

Theo công thức 6.39 tài liệu [Nguyễn Hữu Lộc] ta có:

d K

xH l V R H H

xH

83 , 544 1

, 1

011 , 1 1 8 , 0 95 , 0 780 9

0

011 , 1 10

270 05 , 1 10 05 , 1

lim 0

4 4

H =478,16< σ =544,83

σ

Trang 32

[ ]

F

FC X

R FL OF

F

S

K Y R Y

σ

Trong đó:

1,02

=0,005.6-

1,05

=0,005m-

172,0082,

1.948,0.02,1.155075

,1

59,3105

2,1347,32,1347,3

76,345

2,1347,32,1347,3

1050

cos

105cos

450cos

45cos

6 6

5 5

0 3 3

6 6

0 3 3

5 5

=+

=

⇒

=+

v F

v v

z Y

z z

ββ

[ ]

69,3

9,330

8876,3

9,330

6 6 5 5

Y

σσ

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

m b

K F Y w

F t F

F =

σ

Hệ số tải trọng tĩnh:

Fa Fv F

Trang 33

Khi ncx ≥ 9 thì KFα = 1 và các hệ số KFβ và KFv được xác định ở trên,

 KF=1,051.1,11=1,1655

Ứng suất tính toán:

[ ] MPa MPa

MPa

m b

K F Y

F F

F

w

F t F F

9,30373

,181

73,1816

.135

1655,1.63,34227.69,3

σσ

2.4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngân dầu:

Tính từ tâm thì mức dầu phải phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất ( điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả các bánh răng bị động)

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,75÷2) chiều cao răng (h2 = 2,25.m) của bánh răng bị độngcủa cấp nhanh, nhưng ít nhất là 10mm

Trang 34

h2 = 2,25.m = 2,25.3=6,75mmChiều sâu ngâm dầu H = (0,75-2).h2= 5,1-13,5

=

X

Vậy điều kiện bôi trơn bánh 6 va 8 được thỏa mãn

Riêng bánh 2 ta dùng phương pháp bôi trơn dùng vách ngăn

D1mm

D2mm

Bmm

Lmm

AMm

bmm

.56

160

10.2,10179

Vậy điều kiện bền được thỏa mãn

2.6 Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

2.6.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép:

Chọn thép 45 có các ứng suất theo bảng 10.1[Nguyễn Hữu Lộc]:

σb = 750 Mpa

σ-1 = 375 MPa

τ-1 = 175 MPa[σ] = 85, 70 hoặc 65 MPa ứng với trục có đường kính lần lượt 30,50, hoặc 100mm.Chọn: [τ] 20MPa đối với trục vào và ra; [τ] 15MPa đối với trục trung gian

2.6.2 Thiết kế sơ bộ moment xoắn:

Định dạng
Số trang	68
Dung lượng	2,81 MB