tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài

Tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học quan trọng trong chương trình đào tạo của Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội dành cho sinh viên năm thứ 3 khoa cơ khí. Đồ án thiết kế máy không những giúp cho sinh viên cơ khí củng cố lại kiến thức lý thuyết về môn học chi tiết máy mà còn cung cấp các kiến thức cơ sở quan trọng về kết cấu máy. Trong đồ án của mình em được giao nhiệm vụ tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải. Mặc dù đã được trang bị đầy đủ về mặt lý thuyết đồng thời được sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo nhưng do trình độ còn yếu kém đồng thời thiếu hụt kiến thức thực tế do vậy đồ án của em chắc chắn còn nhiều thiếu xót, em rất mong được các thầy chỉ bảo thêm để em có thể chuẩn bị tốt hơn kiến thức của mình nhằm phục vụ cho những năm học tập sau này. Em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo TS Nguyễn Tiến Dũng đãn tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này.

lời nói đầuTính toán thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học quan trọng trong chơngtrình đào tạo của Trờng Đại Học Bách Khoa Hà Nội dành cho sinh viên năm thứ 3 khoacơ khí Đồ án thiết kế máy không những giúp cho sinh viên cơ khí củng cố lại kiến thức

lý thuyết về môn học chi tiết máy mà còn cung cấp các kiến thức cơ sở quan trọng về kếtcấu máy Trong đồ án của mình em đợc giao nhiệm vụ tính toán thiết hộp giảm tốc phân

đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải Mặc dù đã đợc trang bị đầy đủ về mặt lýthuyết đồng thời đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo nhng do trình độ còn yếu kém

đồng thời thiếu hụt kiến thức thực tế do vậy đồ án của em chắc chắn còn nhiều thiếu xót,

em rất mong đợc các thầy chỉ bảo thêm để em có thể chuẩn bị tốt hơn kiến thức củamình nhằm phục vụ cho những năm học tập sau này Em xin chân thành cảm ơn tất cảcác thầy giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo TS Nguyễn Tiến Dũng đãn tận tình h-ớng dẫn em thực hiện đồ án này

Phần 1TíNH TOán động học

- Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phảinhững u điểm và nhợc điển nh sau:

♦ Ưu điểm:

- Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờcác bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉtơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với trờng hợp không khai triển phân đôi

- Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộpgiảm tốc khai triển dạng bình thờng

♦

Nh ợc điểm:

- Nhợc điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ởcấp phân đôi làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổphức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giáthành của bộ truyền

1 Xác định công suất đặt trên trục của động cơ

- Để chọn đợc động cơ đạt đợc những yêu cầu cần thiết cho việc thiết kế Ta cầnxác định đợc công suất yêu cầu trên trục của động cơ P yc

η

ì β

=

td yc

P P

Ghi chú:

+ P ct là công suất làm việc trên trục công tác

+ η là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu.

8

1 8 , 0 8

7 1 t

t P

ck i 2

45,060001000

v.F

- Theo sơ đồ đề bài thì

x kn

m ol

k

br ì η ì η ì η η

= η

- Thay các giá trị β=0,955; Pct = 2 , 7; η = 0 , 868 vào (1.1) ta tính đợc công

suất yêu cầu của động cơ là

97 , 2 868 , 0

7 , 2 955 , 0 P

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

- Do cơ cấu dùng để biến đổi tỉ số truyền giữa động cơ với xích tải gồm có bộ

truyền xích và hộp giảm tốc Tra bảng 2.4[1] ta sẽ chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

để có thể đáp ứng đợc nhu cầu của các bộ phận làm việc

40 u u

usb = hì ng =

- Số vòng quay của bộ phận công tác là

24 125 9

45 , 0 60000 p

z

v 60000

TTT

1000n

n

97,2PP

mm dn K

sb db

yc dc

- Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn đợc động cơ là

II PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN.

- Ta đã biết rằng tỉ số truyền của toàn bộ cơ cấu:

ng h

Ghi chú:

+ u t : Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống dẫn động

+ u h : Tỉ số truyền bên trong của hộp giảm tốc

+ u ng : Tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích

- Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

60,21

24

1445n

nu

ct dc

- Chọn 2 , 51

24

21 , 60 u u 24

- Đồng thời đây là hộp giảm tốc hai cấp nên ta có u h = u 1 ì u 2

Ghi chú:

+ u 1 : Tỉ số truyền của cấp nhanh

+ u 2 : Tỉ số truyền của cấp chậm

- Việc phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc cần thoả mãn nhiều yêu cầukhác nhau nh:

+ Phân phối theo yêu cầu gia công vỏ hộp

+ Phân phối theo yêu cầu bôi trơn

+ Phân phối theo yêu cầu gọn nhẹ

- Để có thể phân phối tỉ số truyền đồng thời thoả mãn các yêu cầu trên ta Tra

bảng 3.1[1].

74 , 3 u

; 42 , 6

84,299,096,0

7,2P

P

ol x

IV

ì

=η

ìη

96,299,097,0

84,2P

P

ol br

III

ì

=η

ìη

3 P

Số vòng quay trên các trục lần l

1445 n

22542,6

1445u

nn

1

I

6074,3

225u

nn

2

II

2451,2

60u

nn

P1055,9

19827 1445

3 10 55 , 9

19827 T

62818 225

96 , 2 10 55 , 9 2

1

452033 60

84 , 2 10 55 , 9 2

1

1074375 24

7 , 2 10 55 , 9

I TíNH toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc.

- Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp vớinhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ, do đó dạng hỏng chính mà bộtruyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu

giảm xuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứngsuất giới hạn [ ]σH cho phép Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặpbánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ratrong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là σH không đợclớn hơn giá trị [ ]σH cho phép.

A Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh.

1.Chọn vật liệu.

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránhhiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng… và độ bền uốn trong quá trình làm việc Dovậy vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằnggang hay các vật liệu kim loại khác

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc côngsuất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kw) ứng với chế độ trungbình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý

để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều

- Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1[1] ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp

Giới hạnbền σ b(MPa)

Giới hạnchảy σ ch(MPa)

Giới hạnbền σ b(MPa)

Giới hạnchảy σ ch(MPa)

- Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 230

2 Xác định ứng suất cho phép.

a Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

-ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định theo công thức sau

H

0 lim H

0 lim H

K

ìσ

=σ

- Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định 0

lim H

σ và SH nh sau:

70 HB 2

0 lim

1 , 1

- Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nhsau:

570 70 250 2 70 HB

0 1 lim

530 70 230 2 70 HB

0 2 lim

- Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

6 HE

HO HL

2 4,

2 2 2

HO

7 4,

2 4,

2 1 1

HO

10 4 ,1 230 30 HB

30 N

10 7 ,1 250 30 HB

30 N

- Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

i i 3 Max

i i

T

T c

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

i i 3 max

i 2

T

T c

HO 8

3 3

2

8

1 8 , 0 8

7 1 21000 225

1 60

U.

N

N

HL1

HO2

HE

12HE1

[ ] 518,2

1,1

1570S

K

H HL

0 1 lim H 1

1,1

1530S

K

H HL

0 2 lim H 2

b Xác định ứng suất uốn cho phép:

-ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức sau:

[ ]

F

FL FC XF S R

0 lim F

KKKY

ìσ

=σGhi chú:

+ 0

lim

F

σ : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở

+ S F : là hệ số an toàn khi tính về uốn (SF = 1 , 75)

+ Y S : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ Y R : là hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng

+ K XF : là hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.+ K FL : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

- Trong tính toán sơ bộ lấy YRì YSì KXF = 1 khi đó ta có

[ ]

F

FL FC

0 lim F

K

K ì

ìσ

=σ

- Tra bảng 6.2[1] ta đợc:

75 , 1

SF =

HB 8 , 1

0 lim

450 250 8, 1 HB 8, 1

2

0 2 lim F

1

0 1 lim F

1

KFC = (do đặt tải một phía)

- Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

6 FE

FO

N

K =Trong đó:

6

FO 4 10

N = đợc xác định cho mọi loại thép

- Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N FEđợc xác định nh sau:

i

T

T c

60 N

F

Ghi chú:

+ c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay → ta có c =1

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

6 2

FO 8

6 6

2

8

1 8 , 0 8

7 1 21000 225

1 60

U.

N

N

FL1

FO2

FE

12FE1

1450S

K

F FL

0 1 lim F 1

75,1

1414S

K

F FL

0 2 lim F 2

H I a

1 w

u

KT)1u(Ka

ψ

ì

ìσ

+ T 1 : là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)

+ [ ]σH : là ứng suất tiếp xúc cho phép

ba = ψ

07 , 1

(Tra bảng 6.7[1])

- Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a w 1

4 , 126 35 , 0 42 , 6 8 , 481

07 , 1 19827 )

1 42 , 6 ( 5 , 49

2 1

- Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta chọn m=2 (mm)

♦

Xác định số răng.

- Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z 1 và Z 2 khi đó ta có:

85 , 16 ) 1 42 , 6 ( 2

125 2 )

1 u ( m

a 2

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điềukiện sau đây:

[ ]H 2

1 w w

1 H I H

M H

dub

)1u(KT2ZZ

41 , 6

u1 =

34 17 2 Z m

34 41 , 7

126 2 1 u

a 2

2 2

66,143

1 2 , 3 88 , 1 Z

1 Z

1 2 , 3 88 , 1

2 1

α β

+

=

H H 1

1 w w H

HV 2 T K K

d b v 1

+Trong đó:

u

a.v.g

0 H

H =δ

57,260000

14453414,360000

n.d

126 57

, 2 56 004 , 0

+ Với vH = 2 , 55 thay trở lại phơng trình (*) ta đợc:

09 , 1 1 07 , 1 19827 2

34 44 55 , 2 1

=

+ Với KHV = 1 , 09 ta tính đợc

17 , 1 09 , 1 07 , 1

- Thay tất cả các hệ số vào phơng trình trên ta tính đợc ứng suất tiếp xúc tácdụng lên bề mặt răng là:

3 , 436 41

, 6 44

) 1 41 , 6 ( 17 , 1 19827 2

34

88 , 0 76 , 1 274

44b

2 2

σ

ì

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

- Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuấn tác dụng lên bánh răng σ F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [ ]σF

[ ]F

F≤ σσ

♦

Tính ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng.

- Theo công thức 6.43[1] ta có

mdb

YYKT2

1 w w

1 F F

1 1

Ghi chú:

+ T1 : Mômen xoắn tác dụng lên trục chủ động (T1 =19827)

+ K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn (K F = K Fβì K FV) do bánh răng thẳng.+ Yε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

=

F F 1

1 w w F FV

K K T 2

d b v 1

Trong đó:

u

avg

0 F

F =δ ì ì ì

Mà ta lại có: v=2,57 (m/s); δF = 0 , 011; g0 = 56; aw = 126; u=6,41

41 , 6

126 57

, 2 56 011

34 44 02 , 7 1

=

- Thay K FV lên trên ta đợc

44 , 1 22 , 1 18 , 1 K K

◊ Tính Y ε:

- Ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đợc tính theo công thức

6 , 0 66 , 1

1 1

ε

=

α ε

◊ Tính Y F 1:

- Ta có số răng tơng đơng là ZV1 = Z1 = 17 nên tra bảng 6.18[1] ta có đợc

26 , 4

YF1 =

→ Thay các giá trị đã tìm đợc vào (6.1) ta có:

9 , 48 2

34 44

26 , 4 6 , 0 44 , 1 19827 2

6,39,48Y

Y

1 F

2 F 1 F 2

♦

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép.

- Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép nh sau:

[ ] [ ]σ F 1= σ F 1(phan2)ì Y R ì Y S ì K XF+ Với m=2 (mm) suy ra YS = 1 , 08 − 0 , 0695 Ln ( 2 ) ≈ 1

+ Do ta có da < 400 nên KXF = 1

+ Thông thờng ta cũng có YR = 1

- Vậy suy ra ta có

[ ] [ ]σF 1 = σF 1(phan2) = 257 , 14 (MPa)

[ ] [ ]σF 2 = σF 2(phan2) = 236 , 5 (MPa)

- Từ kết quả tính đợc suy ra

[ ] [ ] σ =   

<

= σ

= σ

<

=

σ

50 , 236 3,

41

14 , 257 9,

48

12

1F1

→ Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền

uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó mômenxoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng

d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max và ứng suất uốncực đại σ F max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [ σH]max và [ σF]max

♦

Xác định ứng suất quá tải cho phép.

- ứng suất quá tải cho phép đợc xác định theo công thức sau:

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thờng hoá và tôi cải thiện

= σ

=

ì

= σì

=

σ

464 580 8, 0 8,

0

1624 580

8, 2 8,

2

1 ch max

1F

1 ch max

1 H

(7.1)

[ ] [ ]

= σ

=

ì

= σì

=

σ

360 450 8, 0 8,

0

1260 450 8, 2 8,

2

2 ch max

2 F

2 ch max

2 H

(7.2)

♦

Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy.

- ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy đợc xác định theo công thức sau:

σ

ì σ=

σ

qtFmaxF

qtHmaxH

max 2 H max 1

46 , 68 4 , 1 9 , 48

max 1

82 , 57 4 , 1 3 , 41

max 2

- Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn

đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc

d

T2F

1 w

a Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định bởi công thức sau:

H

0 lim H

0 lim H

K

ìσ

=σ

- Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định 0

lim H

σ và SH nh sau:

70 HB 2

0 lim

1 , 1

- Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nhsau:

570 70 250 2 70 HB

0 1 lim

530 70 230 2 70 HB

0 2 lim

- Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

6 HE

HO HL

2 4,

2 2 2

HO

7 4,

2 4,

2 1 1

HO

10 4 ,1 230 30 HB

30 N

10 7 ,1 250 30 HB

30 N

- Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

i i 3 Max

i i

T

T c

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có:

i i 3 max

i 2

T

T c

HO 8

3 3

2

8

1 8 , 0 8

7 1 21000 225

1 60

U.

N

N

HL1

HO2

HE

12HE1

1570S

K

H HL

0 1 lim H 1

1,1

1530S

K

H HL

0 2 lim H 2

H = σ + σ =

b Xác định ứng suất uốn cho phép:

- ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức sau:

[ ]

F

FL FC XF S R

0 lim F

KKKY

ìσ

=σGhi chú:

+ 0

lim

F

σ : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở

+ S F : là hệ số an toàn khi tính về uốn (SF = 1 , 75)

+ Y S : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ Y R : là hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng

+ K XF : là hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.+ K FL : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

- Trong tính toán sơ bộ lấy YRì YSì KXF = 1 khi đó ta có

[ ]

F

FL FC

0 lim F F

S

K

K ì

ìσ

=σ

- Tra bảng 6.2[1] ta đợc:

75 , 1

SF =

HB 8 , 1

0 lim

450 250 8, 1 HB 8, 1

2

0 2 lim F

1

0 1 lim F

1

KFC = (do đặt tải một phía)

- Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

6 FE

FO

N

K =Trong đó:

6

FO 4 10

N = đợc xác định cho mọi loại thép

- Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N FEđợc xác định nh sau:

i

T

T c

60 N

F

Ghi chú:

+ c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay → ta có c =1

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có:

6 2

FO 8

6 6

2

8

1 8 , 0 8

7 1 21000 225

1 60

U.

N

N

FL1

FO2

FE

12FE1

[ ] 257,14

75,1

1450S

K

F FL

0 1 lim F 1

75,1

1414S

K

F FL

0 2 lim F 2

uu

ac

1

1 2

1 w 2

41 , 6 74

, 3

126 15 , 1

02 , 0 01 , 0 ( a ).

02 , 0 01 , 0 (

cosa

2Z

2

2 w

w

t arccos(0,8125) 35,66

1602

1045,2arccosa

2

)Zm(

- øng suÊt tiÕp xóc xuÊt hiÖn trªn mÆt r¨ng cña bé truyÒn ph¶i tho¶ m·n ®iÒukiÖn sau ®©y:

[ ]H 2

1 w w

2 H II H

M H

dub

)1u(KT2ZZ

40a

b

1 w

1 w 1

2 ba

ψ

=

73 , 3

u2 =

65,67173,3

160.21u

a2d

2

2 w 1

+

=+

274

5,126,48sin

836,0.22

sin

cos2

t

8125 , 0

20 tg arctg cos

tg arctg  β =  =

α

= α

= α

+ tg βb = cos αt× tg β = cos( 24 , 13 ) × tg ( 35 , 66 ) = 0 , 655

b = arctg 0 , 655 = 33 , 22 β

→ cos βb = 0 , 836

- Ta l¹i cã hÖ sè trïng khíp däc tÝnh theo C«ng thøc 6.37 [1]

375 , 2 14 , 3 5 , 2

66 , 35 sin 32

1 1

ε

=

α ε

1 2 , 3 88 , 1

2 1

→ cos35,66 1,38

82

122

12,388,

+

=

H H II

1 w w H HV

K K T 2

d b v 1

+Trong đó:

2

2 w 0

H H

u

a.v.g

v =δ

8,060000

22565,6714,360000

n.d

160 8

, 0 73 002 , 0

+ Với vH = 2 , 55 thay trở lại phơng trình (*) ta đợc:

01 , 1 13 , 1 15 , 1 62818 2

65 , 67 32 76 , 0 1

=

+ Với KHV = 1 , 09 ta tính đợc

31 , 1 13 , 1 01 , 1 15 , 1

- Thay tất cả các hệ số vào phơng trình trên ta tính đợc ứng suất tiếp xúc tácdụng lên bề mặt răng là:

0 , 417 73

3 32

) 1 73 , 3 ( 31 , 1 62818 2

65 , 67

85 , 0 5 , 1 274

b

2 2

- Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuốn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [σF].

[ ]F

F ≤ σσ

♦

Tính ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng.

- Theo công thức 6.43[1] ta có

mdb

YYKT2

1 w w

1 F F

II 1

+ T 1 : Mômen xoắn tác dụng lên trục chủ động (T1 =62818)

+ K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

=

F F II

1 w w F

d b v 1

Trong đó:

u

avg

0 F

F =δ ì ì ì

Mà ta lại có: v=0,8 (m/s); δF = 0 , 006; g0 = 73; aw = 160; u=3,73

73 , 3

160 8

, 0 73 006

65 , 67 32 3 , 2 1

=

- Thay K FV lên trên ta đợc

35 , 1 32 , 1 02 , 1 K K

◊ Tính Y ε:

- Ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đợc tính theo công thức

72 , 0 38 , 1

1 1

ε

=

α ε

◊ Tính Y F 1:

- Ta có số răng tơng đơng là ( ) 0,8125 41

22cos

→ Thay các giá trị đã tìm đợc vào (6.1) ta có:

116 5

, 2 65 , 67 32

7 , 3 72 , 0 35 , 1 62818 2

6,3116Y

Y

1 F

2 F 1 F 2

♦

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép.

- Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép nh sau:

[ ] [ ]σF 1 = σF 1ìYR ìYSìKXF+ Với m=2,5 (mm) suy ra YS = 1 , 08 − 0 , 0695 Ln ( 2 , 5 ) ≈ 1

<

= σ

= σ

<

=

σ

50 , 236 3,

41

14 , 257 9,

48

12

1F1

→ Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền

uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó mômenxoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng

d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max và ứng suất uốncực đại σ F max luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [ σ H ] max và [ σ F ] max

♦

Xác định ứng suất quá tải cho phép.

- ứng suất quá tải cho phép đợc xác định theo công thức sau:

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thờng hoá và tôi cải thiện

= σ

=

ì

= σì

=

σ

464 580 8, 0 8,

0

1624 580

8, 2 8,

2

1 ch max

1F

1 ch max

1 H

(7.1)

[ ] [ ]

= σ

=

ì

= σì

=

σ

360 450 8, 0 8,

0

1260 450 8, 2 8,

2

2 ch max

2

2 ch max

2 H

(7.2)

♦

Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy.

- ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy đợc xác định theo công thức sau:

σ

ì σ=

σ

qtFmaxF

qtHmaxH

max 2 H max 1

4 , 162 4 , 1 116

max

2 , 158 4 , 1 113

max 2

- Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn

đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc

628182

d

T2F

1 w

II tính toán thiết kế Bộ TRUYềN XíCH

0 k k k k k k

+ k 0 : Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền

+ k a : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ k dc : Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích

+ k bt : Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn

+ k d : Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

+ k c : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

- Các thông số trên đợc tra trong Bảng 5.6[1]

+ k0 = 1 : Do đờng nối tâm đĩa xích so với đờng nằm ngang là 600

+ ka = 1 : Do khoảng cách trục a =(30 ữ 50)p

+ kdc = 1 : Do vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

+ kbt = 1 , 3 : Chế độ bôi trơn đạt yêu cầu

4

zz2

zzp

a2

2 1 2 2

π

−+

++

=

→ Chọn số mắt xích là x=130

- Tính lại khoảng cách trục

p25

,

0

1 2

2 2 1 c

- Số lần va đập của xích đợc tính theo công thức sau:

[ ]i 2583

,013015

6027x15

nz

Q s

V 0 t d

≥ + +

, 0

84 , 2 1000 v

P 1000

+ F v : Lực căng do lực li tâm sinh ra

75 , 2 85 , 0 8 , 3 v q

1289 8

, 3 4 81 , 9 qa k 81 , 9

, 1

88500

+ +

ì

=

- Dễ dàng nhận thấy s >[ ]s = 7 do vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền

4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

/sin

pd

/sin

pd

, 31 z

g cot 5 , 0 p d

, 31 z

g cot 5 , 0 p d

3 , 668 62 , 9 2 5 , 687 r 2 d

Trong đó:

- r = 0 , 5025 d1 + 0 , 05 = 0 , 5025 19 , 05 + 0 , 05 = 9 , 62

E F K F k 47 ,

= σ

+ A : Diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12[1] ta đợc A=262 mm2

+ F vd : Lực va đập trên m dãy xích, tính theo Công thức 5.19[1]

5 , 2 1 75 , 31 60 10 13 m p n 10 13

10 1 , 2 5 , 2 2 , 1 2 , 3341 396 , 0 47 , 0

5 1

ì +

ì

= σ

- Vậy tra Bảng 5.11[1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB200 sẽ đạt

ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]σH =600 (MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

- Với cùng vật liệu và phơng pháp nhiệt luyện thì ta cũng có: σH 2 ≤[ ]σH

♦

Xác định lực tác dụng lên trục

- Theo Công thức 5.20[1] ta có:

3 , 3508 2

, 3341 05

, 1 F k

III Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn.

A phần tính toán chung.

1 Chọn vật liệu chế tạo trục.

- Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trungứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợpkim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thépcacbon tuỳ thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bìnhthì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau:

Ghi chú:

+ Dấy (+) ứng với trờng hợp từ tiết diện nhỏ lên tiết diện lớn hơn

+ Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn

- Do Mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục, vì trục cũng

là bộ trực tiếp tham gia vào quá trình truyền Mômen giữa các trục Do đó giữa đờngkính trục với Mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

[ ]

3

2 , 0

T d

τ

ì

Ghi chú :

+ T : Là mômen xoắn tác dụng lên trục

+ [τ] : Là ứng suất xoắn cho phép [ ]τ = 12 ữ 20 (MPa)

- Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn chonên để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [τ] xuống

◊ Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc.

[ ] 0,2 (12 20) 17,05 20,21

198272

,0

ì