Đồ án Chi tiết máy 2017

Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ phân đôi cấp nhanh cấp chậm , file mềm thuyết minh gồm đầy đủ các phần chọn vật liệu, tính toán bền, tình trục .....

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện

Trong th c t có nhi u lo i đ ng c khác nhau, m i lo i đ ng cự ế ề ạ ộ ơ ỗ ạ ộ ơ

đ u có u nhề ư ược đi m riêng ể Cho nên khi ch n đ ng c ta c n ch n lo iọ ộ ơ ầ ọ ạ

đ ng c t i u và phù h p nh t.ộ ơ ố ư ợ ấ

 Đ i v i đ ng c m t chi u có u đi m là kh i đ ng êm, hãm và đ oố ớ ộ ơ ộ ề ư ể ở ộ ảchi u d dàng, nh ng nhề ễ ư ược đi m c a nó là đ t ti n và khó ki m.ể ủ ắ ề ế

 Đ i v i đ ng c xoay chi u thì có Đ ng c xoay chi u m t pha vàố ớ ộ ơ ề ộ ơ ề ộ

đ ng c xoay chi u ba pha ộ ơ ề

Đ i v i đ ng c xoay chi u m t pha có công su t nh và thố ớ ộ ơ ề ộ ấ ỏ ườngdùng trong sinh ho t, nó có hi u su t th p và ít đạ ệ ấ ấ ược dùng trong côngnghi p ệ

Đ i v i đ ng c ba pha cũng có hai lo i là : Đ ng c ba pha đ ng bố ớ ộ ơ ạ ộ ơ ồ ộ

và đ ng c ba pha không đ ng b ộ ơ ồ ộ

Đ ng c ba pha đ ng b có v n t c góc không đ i, không ph thu c vào trộ ơ ồ ộ ậ ố ổ ụ ộ ị

s c a t i tr ng và th c t là không đi u ch nh đố ủ ả ọ ự ế ề ỉ ược, nó có u đi m làư ể

hi u su t cao, h s quá t i l n nh ng nó l i có nhệ ấ ệ ố ả ớ ư ạ ược đi m là thi t bể ế ị

ph c t p và khá đ t ti n ứ ạ ắ ề

Còn đ ng c ba pha không đ ng b có k t c u đ n gi n, d b o qu n,ộ ơ ồ ộ ế ấ ơ ả ễ ả ảlàm vi c tin c y, có th m c tr c ti p vào lệ ậ ể ắ ự ế ưới đi n công nghi p.Giá thànhệ ệ

Nh ng như ược đi m c a nó là:ể ủ

• Công xu t và hi u xu t đ ng c th p ( so v i đ ng c 3 phaấ ệ ấ ộ ơ ấ ớ ộ ơ

đ ng b )ồ ộ

• Không đi u ch nh để ỉ ược v n t c.ậ ố

Nh ng nh có nh ng u đi m c b n nên ta ch n đ ng c xoay chi uư ờ ữ ư ể ơ ả ọ ộ ơ ề

3 pha không đ ng b roto l ng sóc ( ng n m ch ) Nó phù h p đ d nồ ộ ồ ắ ạ ợ ể ẫ

đ ng các thi t b v n chuy n, băng t i, xích t i…ộ ế ị ậ ể ả ả

1.1.2 Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ

Động cơ được chọn phải có công suất định mức Pdm và số vòng quay đồng bộthoả mãn điều kiện:

Pdm≥ Pct (Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ)

Pt: Là công suất tính toán trên trục máy công tác

Trường hợp tải trọng không đổi: Công suất tính toán là công suất làm việc trêntrục máy công tác t lv

: Là lực vòng trên băng tải (N)

v: Là vận tốc vòng trên băng tải (m/s)

=>

( )

9,975

12,120,823

1.1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n db

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được

xác định theo công thức :

ndb =

Trong đó : f – tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz)

P – số đôi cực từ ; p = 1 ; 2 ; 3 ; 4 ; 5 ; 6

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600

và 500 v/ph Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giáthành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng độngc ơ có

số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn,tức tỉ số truyền của toàn hệ thốngtăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên Do vậy, trongcác hệ dân động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu nhưcác động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng sốvòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 và 970 v/ph

Ta có số vòng quay trên trục công tác

=

Trong đó:

D – đường kính tang dẫn của băng tải (mm) ;

v – vận tốc vòng của bang tải (m/s)

=>

3

60.10 1,14

54,43( / ).400

ct

π

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

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500(v/p) kể đến sựtrượt ndb=1455 v/ph.Khi này tỉ số truyền sơ bộ usb được xác định :

1450

26,7354,43

Bé truyÒn ®ai

Bé truyÒn xÝch

1,5 - 41,5 - 5

1 - 6

1 - 6

Hép gi¶m tèc trôc vÝt 1 cÊp

Hép gi¶m tèc trôc vÝt 2 cÊp

1,5 - 8

8 - 4031,5 - 180

Tỉ số truyền nên dùng trong bài là :

Côngsuất(kW)

Cosϕ η% Tmax/Tdn Tk/Tdn

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

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức ỳcủa hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

T

T

.P

dc dm

= 1,4.15 = 21(kW)P

=1,6.11,36 =18,2 (kW) Vậy điều kiện (*) thoả mãn

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Với sơ đồ tải trọng không đổi, nên không phải kiểm tra điều kiện qúa tải

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền (TST) chung của hệ thống u∑ được xác định theo:

nđc: Là số vòng quay của động cơ đã chọn ndc = 1460 (v/ph)

nct: Là số vòng quay của trục công tác nct = 54,43 (v/ph)

1460

26,8254,43

dc ct

Với: u1, u2, u3 tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống.

1.2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

1.2.3 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc :

26,82

8,94 3

1.3 Xác định các thông số làm việc trên các trục

Theo sơ đồ khai triển HGT ta ký hiệu các trục lần lượt là I, II, III, IV Cácthông số đặc trưng trên trục gồm có: tốc độ vòng quay, công suất và mô mentrên các trục

1.3.1 Tính công suất danh nghĩa trên các trục

Công suất trên trục động cơ:

dc k

III x

n

u =

= 54,5(v/ph)

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục

Trục động cơ: Tđc = 9,55.106.

12,121460 = 79278,1(N.mm)

Trục I: TI = 9,55.106

12,041460 = 78723,1(N.mm)

Trục II: TII = 9,55.106

11,59372,4

= 297241,5(N.mm)

Trục III: TIII = 9,55.106

11,17163,4

= 652777,6(N.mm)

Trục IV: TIV = 9,55.106

10,3154,5 = 1808501(N.mm)

1.3.4 Lập bảng thông số khi làm việc

Có ba lo i xích:xích ng ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba lo i xích trên taạ ố ạ

ch n xích con lăn đ thi t k vì chúng có u đi m:ọ ể ế ế ư ể

Có th thay th ma sát trể ế ượt gi a ng và răng đĩa( xích ng) b ng ma sátữ ố ở ố ằlăn gi a con lăn và răng đĩa ( xích con lăn).K t qu là đ b n c a xích conữ ở ế ả ộ ề ủlăn cao h n xích ng ch t o xích con lăn không khó b ng xích răngơ ố ế ạ ằNgoài ra:Xích con lăn có nhi u trên th trề ị ường →d thay th phù h p v iễ ế ợ ớ

v n t c yêu c u.Vì công su t s d ng không quá l n nên ch n xích m tậ ố ầ ấ ử ụ ớ ọ ộdãy

2) Xác đ nh các thông s c a xích và b truy n xích ị ố ủ ộ ề

a)Ch n s răng đĩa xích ọ ố

-s răng đĩa xĩch càng ít , đĩa b đ ng quay càng không đ u, đ ng năng vaố ị ộ ề ộ

đ p càng l n và xích mòn càng nhanh.Vì v y ta ch n s răng t i thi u c aậ ớ ậ ọ ố ố ể ủđĩa xích (thường là đĩa ch đ ng) là:ủ ộ

Z

b)Xác đ nh b ị ướ c xich p:

-Bước xích p được xác đ nh t ch tiêu v đ b n mòn c a b n lị ừ ỉ ề ộ ề ủ ả ề

đi u ki n đ m b o ch tiêu v đ b n mòn c a b truy n xích đề ệ ả ả ỉ ề ộ ề ủ ộ ề ược vi tế

+kdc h s k đ n nh hệ ố ể ế ả ưởng c a vi c đi u ch nh l c căngủ ệ ề ỉ ự

+kdc=1 v trí tr c không đi u ch nh đị ụ ề ỉ ược

2

2.1270 25 75 (75 25) 31,7531,75 2 4.3,14 1270

2 1

( 5 ,

≤ [i] =20

V i [i]-s l n va đ p cho phép 1/s (B ng 5.9[1] )ớ ố ầ ậ ả

d)Ki m ngi m xích v đ b n: ể ệ ề ộ ề

V i các b truy n xích b quá t i l n khi m máy ho c thớ ộ ề ị ả ớ ở ặ ường xuyên

ch u tr ng va đ p trong quá trình làm vi c c n ti n hành ki m ngi m vị ọ ậ ệ ầ ế ể ệ ềquá t i theo h s an toàn:ả ệ ố

3 N

sin25

=

mm

=

mm+) đường kính vòng đ nh:ỉ

] =773,4 mm+) đường kính vòng chân: df1 =d1 -2r

f)Ki m ngi m đ b n ti p xúc c a b truy n ể ệ ộ ề ế ủ ộ ề

+) ng su t ti p xúc: ứ ấ ế σH trên m t răng đĩa xích ph i th a mãn đi u ki n :ặ ả ỏ ề ệ

262.1

H

= 565,38 MPa

t r H

k A

E F k F k

)

(

0,23.(4380.1, 2 1,36).2,1.10 0,47.

B – Thiết kế bộ truyền bánh răng:

Truyền động bánh răng dùng để truyền chuyển độnggiữa các trục không quá xa và thông thờng có kèmtheo sự thay

đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mô men

Chọn vật liệu bộ truyền cấp nhanh:

Chọn vật liệu thích hợp là việc quan trọng trong việc tínhtoán thiết kế chi tiết máy nói chung và trong truyền độngbánh răng nói riêng Hộp giảm tốc dùng bánh răng trụ 2 cấp khaitriển, có 4 bánh răng trụ, 2 lớn, 2 nhỏ Với tải trọng truyền độngcủa cặp bánh răng nhỏ, không có yêu cầu gì đặc biệt, tachọn vật liệu cho các cặp bánh răng nh sau:

- Giíi h¹n ch¶y: σch2 = 450 MPa

Trong thiÕt kÕ s¬ bé ta lÊy:

σo Hlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)

σo Hlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (MPa)

 σo

Flim – øng suÊt uèn cho phÐp Theo b¶ng 6.2 [1] ta cã:

σo Flim = 1,8.HB (MPa)

σo Flim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (MPa)

σo Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (MPa)

 SH; SF – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; uốn Tra bảng6.2 [1] ta đợc: SH = 1,1 ; SF = 1,75

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng của việc đặt tải trọng Dotải trọng không đổi, quay 1 chiều nên ta có: KFC = 1

 KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạnphục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền Theo công thức 6.3

và 6.4 [1] ta có:

K HL =

H

m HE

HO

N N

K FL =

F

m FE

FO

N N

o c – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; c = 1

o n – số vòng quay trong 1 phút

o tΣ – tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Víi bé truyÒn cã thêi gian phôc vô 7 n¨m, hÖ sèngµy/n¨m lµ 2/3, hÖ sè giê/ngµy lµ 0,7 ta cã:

Ta thÊy: N HE1 > N HO1 ; N HE2 > N HO2 ; N FE > N FO nªn ta lÊy :

N HE1 = N HO1 ; N HE2 = N HO2 ; N FE = N FO

Vì [σH2]max < [σH1]max nên [σH]max = [σH2]max = 1260 (MPa)

 ứng suất uốn:

Các bánh răng đều có HB < 350 nên ta có:

max [ σF] = 0,8 σch

truyền cấp nhanh:

1) Khoảng cách trục sơ bộ:

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng đợc xác địnhtheo công thức:

1 3 2

.( 1).

 u - tỉ số truyền của bộ truyền; u = u1 = 3,92

 [σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = [σH] = 504,64(MPa)

 ψba1 - hệ số; ψba1 = b w1 /a w1 tra bảng 6.6 [1] ta đợc ψba1

=0,3.

Nên b w1 = 0,3 a w1 và ψbd1 = b w1 /d w1 = 0,74 ψba1 (u 1 + 1) = 0,3

 K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc; tra bảng 6.7 [1] vớisơ đồ 3 ta có:

K Hβ = 1,22

Thay vào (2.2.3) ta đợc:

o w

a z

lµm trßn ta lÊy z2 = 86(r¨ng)

TØ sè truyÒn thùc tÕ lµ: u1m = 86/22 = 3,91Sai sè so víi ban ®Çu lµ 2,27% nªn tho¶ m·n ®iÒukiÖn

m z a

m

a d

1

2,5.22

57, 44 cos cos16,77o

m z d

β

(mm)

2 2

1

224,56 cos cos16,77o

m z d

*) øng suÊt xuÊt hiÖn trªn mÆt r¨ng cña bé truyÒn ph¶itho¶ m·n ®iÒu kiÖn:

Tra b¶ng 6.5 [1] víi vËt liÖu thÐp ta cã Z M = 274

b H

αtw1 = αt1 = 1

( ) cos

tg arctg α

β Theo TCVN 1065-71 ta chän gãc pr«fin gèc α =200

αtw1 =

20 ( ) 20,81 cos16, 77

o

o o

2.cos15,74

1,7 sin(2.20,81 )

 εβ - hÖ sè trïng khíp däc:

1 sin 1 35, 25.sin16, 77

1,3 2,5.3,14

o w

b m

ε

π

Ta cã:

1 1 1

Tra b¶ng 6.14 víi cÊp chÝnh x¸c 9 vµ v = 4,39 (m/s) ta

.1

2

H w w HV

b d K

3,85.35, 25.57, 44

2 2.78723,1.1,12.1,13

H w w HV

b d K

T K β K α

υ

⇒ K H = K Hβ.K Hα.K HV = 1,12.1,13.1,04 = 1,32

 ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Với Ra = 2,5 ữ 1,25 thì ta có ZR = 0,95

 KXH – hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng Dobánh răng có đờng kính vòng đỉnh da < 700 nên KXH = 1

Do đó ta đợc [σH]cx = [σH].ZV.ZR.KXH = 504,64.0,95 = 479,4(MPa)

Sự chênh lệch giữa σH và [σH]cx:

[ ] 473 479,3 100 100 1 [ ] 479,3

1 1

473 ( ) 0, 25.141.( ) 34,3

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ratại chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép

(2.2.6)Trong đó:

 T1 = 78723,1 (Nmm)

 m = 2,5 (mm)

Z Z

Z Z

Tra bảng 6.14 [1] ta đợc KF α = 1,37

 KF β - hệ số kể đến sự phân bố không đều tảitrọng trên chiều rộng vành răng khi tính vềuốn, tra bảng 6.7 [1] ta đợc

KF β = 1,46

 KFv – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp khi tính về uốn Theo công thức 6.46 [1]

ta có:

1 1

1

υ = δ

2 .2,15.0,59.0,88.4, 26

146,96 [ ] 257,14 35.57, 44.2,5

(MPa)

Nên bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền uốn

5) Kiểm nghiệm về quá tải:

- Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (khi mởmáy,dừng máy…) với hệ số quá tải Kqt Vì vậy cần kiểm traquá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực

đại

- Để tránh biến dạng d hoặc gẫy răng bánh răng, ứngsuất tiếp xúc cực đại σHmax không vợt quá một giá trị chophép:

Ta có bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

d2 = 224,56 (mm)

9 Đờng kính đáy răng

df1 = 51,19 (mm)

df2 = 218,31 (mm)

10 Đờng kính đỉnh răng

da1 = 62,44 (mm)

dâ2 = 229,56 (mm)

Trong thiÕt kÕ s¬ bé ta lÊy:

σo Hlim3 = 2.HB3 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)

σo Hlim4 = 2.HB4 + 70 = 2.225 + 70 = 520 (MPa)

 σo

Flim – øng suÊt uèn cho phÐp Theo b¶ng 6.2 [1] ta cã:

σo Flim = 1,8.HB (MPa)

σo Flim3 = 1,8.HB3 = 1,8.240 = 432 (MPa)

σo Flim4 = 1,8.HB4 = 1,8.225 = 405 (MPa)

 SH; SF – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; uốn Tra bảng6.2 [1] ta đợc: SH = 1,1 ; SF = 1,75

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng của việc đặt tải trọng Dotải trọng không đổi, quay 1 chiều nên ta có: KFC = 1

 KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạnphục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền Theo công thức 6.3

và 6.4 [1] ta có:

K HL =

H

m HE

HO

N N

K FL =

F

m FE

FO

N N

Ta thÊy: N HE3 > N HO3 ; N HE4 > N HO4 ; N FE > N FO nªn ta lÊy :

N HE3 = N HO3 ; N HE4 = N HO4 ; N FE = N FO

max [ σF] = 0,8 σch

.( 1).

 u - tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm; u = u2 = 2,28

 [σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 486,36 (MPa)

 ψba2 - hệ số; ψba2 = b w2 /a w2 tra bảng 6.6 [1] ta đợc ψba2

=0,4.

Nên b w3 = 0,4 a w2 và ψbd2 = b w3 /d w2 = 0,53.ψba2 (u 2 + 1)

= 0,66

 K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc; tra bảng 6.7 [1] vớisơ đồ 5 ta có:

K Hβ = 1,03 ; K Fβ = 1,12Thay vào (2.2.9) ta đợc:

o w

a z

m z a

m

a d

3

96,67 cos cos10,67o

m z d

β

(mm)

4 4

3

2.87

221,33 cos cos10, 67o

m z d

β

(mm)

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

*) ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phảithoả mãn điều kiện:

T1 – mô men xoắn trên trục chủ động; T1=TII =

297241,5 (Nmm)

 Z M – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ănkhớp

Tra bảng 6.5 [1] với vật liệu thép ta có Z M = 274

(MPa1/3)

 Z H - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Ta có:

3

2.cos sin(2 )

b H

αtw3 = αt3 = 3

cos

tg arctg α

β Theo TCVN 1065-71 ta chọn góc prôfin gốc α =200

αtw3 =

20 ( ) 20,32 cos10, 67

o

o o

2.cos10, 02

1, 74 sin(2.20,32 )

 εβ - hệ số trùng khớp dọc:

3 sin 63,6.sin10,67

0,83 2,5.3,14

o w

b m

zε

αε

K - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H = K Hβ.K Hα.K HV

 K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không

đều trên chiều rộng răng; ta có K Hβ = 1,03.

 K Hα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tảitrọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Ta có:

3 2 3

Tra bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v = 1,89 (m/s) ta

.1

II H H

b d K

Bánh răng có độ rắn HB < 350; v < 5 (m/s) ta có zv =1.

 ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Với Ra = 2,5 ữ 1,25 thì ta có ZR = 0,95

 KXH – hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng Dobánh răng có đờng kính vòng đỉnh da < 700 nên KXH = 1

Do đó ta đợc [σH]cx = [σH].ZV.ZR.KXH = 486,36.0,95 =462,05 (MPa)

2 2

473,35 ( ) 0, 4.159.( ) 66,7 [ ] 462, 05

4) Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ratại chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép

(2.2.12)Trong đó:

Z Z

Z Z

Tra bảng 6.14 [1] ta đợc KF α = 1,37

 KF β - hệ số kể đến sự phân bố không đều tảitrọng trên chiều rộng vành răng khi tính vềuốn, tra bảng 6.7 [1] ta đợc

KF β = 1,116

 KFv – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp khi tính về uốn Theo công thức 6.46 [1]

ta có:

3 3 1

1

Thay các giá trị trên vào công thức (2.2.11) và (2.2.12) ta

đợc:

2 .1,61.0,59.0,92.3,75

124, 44 [ ] 246,86 67.96, 67.2,5

297241,5

(MPa).4

3

3,6 124, 44 119, 47 [ ] 231, 43

(MPa)

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền uốn

5) Kiểm nghiệm về quá tải:

- Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (khi mởmáy,dừng máy…) với hệ số quá tải Kqt Vì vậy cần kiểm traquá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực

đại

- Để tránh biến dạng d hoặc gẫy răng bánh răng, ứngsuất tiếp xúc cực đại σHmax không vợt quá một giá trị chophép:

σFmax = σF Kqt ≤ [σF]max

Do đó: σFmax3 = σF3.Kqt = 160,67.1,6 = 289,2 < [σF]max = 360(MPa

σFmax4 = σF4.Kqt = 154,24.1,6 = 277,63 < [σF]max = 360 (MPa)

Vậy bộ truyền thoả mãn các điều kiện bền

Ta có bảng các thông số cơ bản của bộ truyền nh sau:

Bảng các thông số bộ truyền cấp chậm:

1 Khoảng cách trục aw2 = 159 (mm)

d4 = 221,33 (mm)

9 Đờng kính đáy răng

df3 = 90,42 (mm)

df4 = 220,08 (mm)

10 Đờng kính đỉnh răng

da3 =101,67 (mm)

dâ4 = 226,33(mm)

tốc tại đầu ra HGT:

1) Điều kiện chạm trục:

Theo hình vẽ trên ta thấy chỉ cần kiểm tra điều kiện chạm trục cho bánh răng số 3 và bánh răng số 2 Còn bánh răng số 1 và 4 thì sẽ lấy khoảng cách hợp lý khi thiết kế vỏhộp

H2.2.3 Khoảng cách giữa bánh răng với trục, vỏ HGT

Điều kiện để các bánh răng không chạm trục là:

i

P d

sb I

sb II

2) Điều kiện bôi trơn:

Với bánh răng trụ có chiều sâu ngâm dầu tối thiểu đợclấy là:

lmin = (0,75 ữ 2).h và lmin ≥ 10 (mm) (h – chiều cao răng)

⇔

lmin = (0,75 ữ 2).(1 + 1,25).2,5 = (6,53 ữ 11,75) (mm)Vậy ta lấy l2min = l4min = lmin =10 (mm)

Ta cú: X2min = da2 / 2 – lmin = 229,56/ 2 – 10 = 104,78(mm)

X4min = da4 / 2 – L4 = 226,33 / 2 – 10 = 103,17 (mm)

Vỡ v1 =4,39> 1,5 m/s nờn mức dầu max là

X2max = X2min – 10 = 104,78 – 10 = 94,78(mm)

Vỡ v2 =1,89> 1,5 m/s nờn

=> X4max = X4min - 10= 103,17– 10 = 93,17(mm)

Mức dầu chung trong hộp là:

xmin = min(x2min, x4min) = x4min = 103,17 (mm)

xmax = max(x2max, x4max) = x2max = 94,78(mm)

Δx = xmin - xmax = 103,17– 94,78= 8,39 (mm)

H2.2.4 Mức dầu bôi trơn trong HGT

Ta có Δx = 8,39>8 thoả mãn điều kiện bôi trơn

3) Kiểm tra sai số vận tốc:

Sai số vận tốc đợc kiểm tra theo công thức sau:

dm m m

thuc thuc

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

I- Tính toán thiết kế trục

1.- Chọn vật liệu

Với trục trong hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình Do vậy chọn vật liệucho cả ba trục là: Thép 45 tôi cải thiện : σb = 750 Mpa ; σch = 450 Mpa; ứng suấtxoắn cho phép [τ ] = 15 ÷ 30 (Mpa)

2- Tính sơ bộ trục.

2.1- Các lực tác dụng lên trục do các bộ truyền và khớp nối gây ra

Ft Fx3

Ft2 Fr1 Ft1 Fr2

Fa1

Fa2 Fr3

Fa3

Fr4 Fa4 Ft3 Ft4