THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC: Một số điểm cần chú ý khi thiết kế bộ truyền HGT đồng trục có hai cấp đều là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: o Vì khoảng cách trục của b
Trang 1MỤC LỤC
Trang
Phần I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2
Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 5
Phần III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN 23
Phần IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 39
Phần V: KHỚP NỐI 44
Phần VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 45
Phần VII: BÔI TRƠN 48
Phần VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BẢO QUẢN SỬ DỤNG 49
Tài liệu tham khảo: 50
Trang 2Phần I :
TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
A TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ:
1 Tính toán công suất cần thiết của động cơ điện:
Công suất công tác trên trục động cơ: Nct = (kW)
ηbr : hiệu suất của bộ truyền bánh răng
ηx : hiệu suất của bộ truyền xích
ηổ : hiệu suất của một cặp ổ lăn
ηk= 1: hiệu suất của khớp nối
Trị số các hiệu suất tra bảng 2-1, ([1] tr.27)
Vậy: Nct = 2,83 (kW)
2 Chọn công suất động cơ điện N đc :
Gọi: Nđc là công suất định mức hoặc là công suất danh nghĩa của động cơ điện
Ta chọn động cơ có công suất định mức Nđc theo điều kiện sau:
Nđc Nct => Nđc 2,83 (kW) Vậy ta chọn động cơ có công suất: Nđc = 3 (kW)
Sau đó, cần kiểm tra điều kiện mở máy
Momen mở máy Mmm của động cơ phải lớn hơn momen cản ban đầu của phụ tải (Momen cản ban đầu của phụ tải cho trên đồ thị thay đổi tải trọng theo thời gian t)
Trang 32.1 Nguyên tắc phân phối tỷ số truyền:
Phân phối tỷ số truyền:
o Với bộ truyền ngoài là bộ truyền xích, nên lấy theo trị số trung bình cho phép:
ingoài= ixích= (26)
o Với HGT bánh răng trụ hai cấp đồng trục
Ưu điểm:
Kích thước chiều dài của hộp nhỏ hơn nhiều so với các hộp khác
Số lượng các chi tiết trong hộp cũng không nhiều
Khối lượng của hộp cũng nhỏ hơn các hộp khác
Nhược điểm:
Trục ra và trục vào của hộp cần đồng tâm cao, nên gia công phức tạp
Có một gối nằm trong lòng hộp, nên việc lắp ghép, bôi trơn gặp khó khăn
Điều chỉnh sự ăn khớp của các cặp bánh răng, khe hở của các ổ lăn không
dễ dàng
Chỉ có một đầu trục ra, một đầu trục vào, hạn chế phương án lắp ghép vớicác bộ phận máy khác
Khoảng cách trục của cặp bánh răng cấp chậm và cấp nhanh bằng nhau,
do đó khó sử dụng hết khả năng tải của cấp nhanh
Chiều ngang của hộp lớn, khoảng cách hai gối đỡ trên trục trung gian lớn,
do đó đường kính trục khá lớn để đảm bảo đủ bền, đủ cứng
Chế tạo cặp bánh răng nghiêng yêu cầu chính xác cao
Giá thành cao
o Tỷ số truyền thường dùng của HGT bánh răng trụ hai cấp động trục: ihộp= (830)
2.2 Phân phối sơ bộ tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích): ingoài= ixích= (26) Ta chọn: ixích = 2
Tỷ số truyền thường dùng của HGT bánh răng trụ hai cấp động trục: ihộp= (830)
Tra các bảng tr.320-336, [1], ta chọn động cơ điện che kín quạt gió ký hiệu AO2(AO2)32-4
có thông số kỹ thuật như sau:
+) Công suất: Nđc= 3,0 (kW); +) 1,8 1,4 (thỏa điều kiện mở máy);
+) Vận tốc: nđc= 1430 (v/ph); +) Khối lượng: 39 (kg)
B PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN THEO THÔNG SỐ CỦA ĐỘNG CƠ ĐÃ CHỌN:
Những điểm cần chú ý khi tính toán: Để hai bánh bị dẫn của cấp chậm và cấp nhanh được ngâm dầu như nhau, nên lấy: inhanh= ichậm=
Trang 56 Bảng kết quả tính toán thu được:
Thiết kế bộ truyền xích truyền động từ hộp giảm tốc với số liệu:
+ Công suất: N= NIII= 2,61 (kW)
+ Tốc độ quay của đĩa xích dẫn (trục III): n1 = nIII = 88 (vòng/phút)
+ Tốc độ quay của đĩa xích bị dẫn (trục tang): n2 = ntg = 44 (vòng/phút)
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích: ixích= 2
Do xích làm việc với vận tốc V= 1,37 (m/s) nhỏ hơn (1015) (m/s) nên ta chọn bộ truyền xích ống con lăn một dãy
2 Chọn số răng của đĩa xích:
Chọn số răng cho đĩa xích dẫn:
+ Tra bảng 6-3, ([1] tr.105): với ixích= 2 thì Z1= (2527)
+ Ta chọn: Z1=25
Suy ra số răng của đĩa xích bị dẫn: Z2 = Z1.ixích= 25.2= 50
Kiểm tra: thỏa điều kiện Z2< Zmax= 120
3.Xác định bước xích:
3.1 Chọn bước xích theo điều kiện đảm bảo độ bền mòn (N t [ N]):
Công suất tính toán của bộ truyền xích:
Nt= k.kz.kn.N
Trong đó:
+ N: Công suất danh nghĩa (chính là công suất trục ra (trục III) của HGT), kW
=> N= NIII= 2,61 (kW)
+ kz= : hệ số dạng răng, Zo1 là số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở
+ kn= : hệ số vòng quay đĩa dẫn, no1 là số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở
Với n1 = 88 (v/ph) ta chọn no1= 200 theo bảng 6-4, ([1] tr.106) Suy ra: kn=
+ k: được tính bởi các hệ số thành phần như sau
k= kđ.kA.ko.kđc.kb.kcVới:
• kđ: hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài, vì tải trọng va đập nên kđ= 1,2
Trang 6• kA: hệ số xét đến chiều dài xích, lấy a= (3050)p nên kA= 1
• ko: hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, vì đường nối hai tâm đĩa xích tạo với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60o nên ko=1
• kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích, vì trục đĩa xích có thể điều chỉnh được nên kđc= 1
• kb: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, vì bôi trơn nhỏ giọt nên kb= 1,25
• kc: hê số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, vì làm việc 2 ca nên kc= 1,25Suy ra: k= 1,2.1.1.1.1,25.1,25= 1,875
Vậy: Nt= 1,875 2,61 11,12 (kW)
Ta tra bảng 6-4, ([1] tr.106), với no1= 200 (vòng/phút), chọn bộ truyền xích một dãy ta được: Bước xích t= 25,4 (mm) có [N]= 11,4 (kW)
Suy ra: Nt= 11,12 (kW) [N]= 11,4 (kW)
Vậy bộ truyền xích đã thỏa mãn điều kiện bền mòn: Nt[N]
3.2 Kiểm tra điều kiện về số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn (n dẫn n gh ) :
Điều kiện: n1ngh, trong đó: ngh là số vòng quay giới hạn, phụ thuộc vào bước xích và số răngđĩa xích
Ta tra bảng 6-5, ([1] tr.107), với bước xích t= 25,4 (mm), Z1= 25 có ngh=1050(vòng/phút)
Suy ra: n1= 88 (vòng/phút) ngh= 1050 (vòng/phút)
Vậy bộ truyền xích đã thỏa mãn điều kiện: n1ngh
4 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích:
Phải quy tròn số mắt xích x theo số chẵn gần nhất nên lấy x= 118
Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây:
Suy ra: u = 1,24 [u]= 30
Vậy số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây đã thỏa mãn điều kiện u[u]
Tính chính xác khoảng cách trục a:
A =
Trang 7= 1017 (mm)
Để tránh lực căng ban đầu trong xích thì ta bớt khoảng cách trục A đi một lượng
∆A= (0,0020,004)A
Ta lấy ∆A = 0,003A = 0,003.10173,05 (mm)
Vậy ta lấy khoảng cách trục a của bộ truyền xích là A= 1014 (mm)
4.2 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích:
Đường kính vòng chia đĩa dẫn:
Trong đó: kt: hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục, kt= 1,1
5 Các kích thước chủ yếu của xích ống con lăn một dãy:
Với bước xích t= 25,4 (mm) tra bảng 6-1,([1] tr.103) (theo GOCT 10947-64), ta được:
Trang 8B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC:
Một số điểm cần chú ý khi thiết kế bộ truyền HGT đồng trục có hai cấp đều là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
o Vì khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm bằng nhau, tỷ
số truyền của hai cấp nên lấy như nhau, kích thước đường kính của các bánh răng nên lấy như nhau
o Trình tự thiết kế như sau:
• Thiết kế bộ truyền cấp chậm trước, theo trình tự thiết kế thông thường;
• Bộ truyền bánh răng cấp nhanh được tính sau và lấy khoảng cách trục A như cấpchậm
1 Thiết kế bộ truyền cấp chậm:
1.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:
Thép nhiệt luyện là loại vật liệu chủ yếu để làm bánh răng
Đối với bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi ram ở nhiệt độ cao); thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng Độ rắn bề mặt của răng HB < 350 Để có thể chạy mòn tốt, nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 2050HB: HB1= HB2 + (2050)HB
Tra bảng 3-6, ([1] tr.39) và bảng 3-8, ([1] tr.41), ta chọn vật liệu hai bánh răng như sau:
o Bánh nhỏ: Thép 40XH, thường hóa, đường kính phôi (60100) mm, giới hạn bền kéo
sbk1= 850 (MPa), giới hạn chảy sch1= 600 (MPa), độ rắn 230 HB
o Bánh lớn: Thép 35X, thường hóa, đường kính phôi (100200) mm, giới hạn bền kéo
sbk2= 700 (MPa), giới hạn chảy sch2= 450 (MPa), độ rắn 200 HB
+ [s]Notx: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào
độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC, lấy theo bảng 3-9, ([1] tr.43)
+ k’
N: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức:
k’
N = Với:
• No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-9)
• Ntđ: số chu kỳ tương đương
Với bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên:
Ntđ= N= 60.c.n.Ttrong đó:
n: số vòng quay trong một phút của bánh răng;
T: tổng số giờ làm việc;
c: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
Đối với bánh nhỏ có độ rắn 230 HB thì:
+ [s]Notx1= 2,6.HB = 2,6.230= 598 (MPa)
Trang 9 Kết luận: [s]tx= min([s]tx1,[s]tx2) = 520 (MPa).
1.2.2 Ứng suất uốn cho phép [ s F ]:
Với răng làm việc một mặt:
[s]u= (MPa)
Trong đó:
+ và : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng, lấy gần đúng: với thép s-1 (0,40,45).sbk
+ n: hệ số an toàn, với bánh răng bằng thép thường hóa, n 1,5
+ Ks: hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, với bánh răng bằng thép thường hóa
• No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, lấy No= 5.106
• Ntđ: số chu kỳ tương đương
Với bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên:
Ntđ = N= 60.c.n.Ttrong đó:
n: số vòng quay trong một phút của bánh răng;
T: tổng số giờ làm việc;
c: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
• m: bậc đường cong mỏi uốn, với thép tôi cải thiện thì m 6
Đối với bánh nhỏ có sbk1= 850 (MPa):
Trang 10+ n2= nIII= 88 (vòng/phút): số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn;
+ N= NII= 2,73 (kW): công suất của bộ truyền
Vậy: A (4,03+1) <=> A156,79 (mm)
Ta chọn A = 157 (mm)
Trang 11 Kiểm nghiệm lại khoảng cách A:
Với bộ truyền bánh răng nghiêng, ăn khớp ngoài có công thức:
stx= ,bchậm= ѱA.A= 0,3.157= 47 (mm) là chiều rộng răng
Suy ra: stx = 499,14 (MPa) [s]tx= 520 (MPa)
Vậy: với A= 157 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc
Kết luận: Xác định được khoảng cách trục A là 157 (mm)
1.6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ răng nghiêng, ăn khớp ngoài:
v= (m/s), n1= nII= 354,64 (vòng/phút): số vòng quay trong một
phút của bánh dẫn.Suy ra: v= 1,16 (m/s)
Ta tra bảng 3-11, ([1] tr.46), để chọn cấp chính xác của bánh răng: Với bánh răng trụ răng nghiêng và v= 1,16 (m/s) thì cấp chính xác của bánh răng là 9
1.7 Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trụ A:
1.7.1 Hệ số tải trọng K:
Công thức: K=Ktt.Kđ
Trong đó:
o Ktt: hệ số tập trung tải trọng, với bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB 350 và
v < 15 m/s) và tải trọng không thay đổi nên có thể lấy Ktt= 1
o Kđ: hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt răng
Ta tra bảng 3-13, ([1] tr.48), với cấp chính xác chế tạo là 9, độ rắn mặt răng < 350 HB
Mô đun pháp được chọn theo khoảng cách trục A
Với bánh răng trụ răng nghiêng:
Ta chọn β= 14o, suy ra: Z1= 20,19 Lấy Z1= 20
Kiểm tra điều kiện để tránh cắt chân răng, ta tra bảng 3-15, ([1] tr.50), với ξ= 0, ta có:
Z1 14,3 với Z1= 20 thì số răng bánh dẫn đã thỏa mãn điều kiện
Trang 12Suy ra: Z2= inhanh.Z1= 4,03.20 = 80,6 Lấy Z2= 81.
1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
o Công thức thiết kế:
mn
o Công thức kiểm nghiệm:
su= [s]uTrong đó:
+ mn= 3 (mm): mô đun pháp của bánh răng nghiêng;
+ y, Z, n: hệ số dạng răng, số răng và số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính;
+ ѱm: chiều dài tương đối của răng, đối với bánh răng trụ răng nghiêng thì
ѱm= với bchậm = 47 (mm) suy ra: ѱm= 15,67
+ N=NII= 2,73 (kW): công suất bộ truyền;
+ K= 1,45: hệ số tải trọng;
+ su: ứng suất uốn sinh ra tại chân răng, MPa;
+ [s]u: ứng suất uốn cho phép, MPa;
+ : hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răngnghiêng, thường lấy 1,41,6
Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng nhỏ
Công thức kiểm nghiệm:
su1= 42,86 (MPa) mà [s]u1 = 188,89 (MPa)
Trang 13Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng lớn.
Công thức kiểm nghiệm:
su2= 32,7 (MPa) mà [s]u2 = 155,56 (MPa)
Suy ra: su2 < [s]u2
Vậy bánh răng lớn đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của răng
Trang 141.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải lúc mở máy với hệ số quá tải là:
Kqt= = 1,4 trong đó:
+ M: mômen xoắn danh nghĩa;
+ Mqt: mômen xoắn quá tải;
+ Mmm: mômen xoắn lúc mở máy
1.10.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải:
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc khi chịu quá tải đột ngột
1.10.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Công thức: suqt = su.Kqt [s]uqt
trong đó:
+ suqt: ứng suất uốn;
+ [s]uqt: ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB 350 thì:
[s]uqt 0,8.sch
Bánh răng nhỏ: [s]uqt1= 0,8.600 = 480 (MPa)
Bánh răng lớn: [s]uqt2= 0,8.450 = 360 (MPa)
Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: suqt1 = su1.Kqt= 44,56.1,4 62,38 (MPa) < [s]uqt1= 480 (MPa)
+ Bánh răng lớn: suqt2 = su2.Kqt= 34,05.1,4 47,67 (MPa) < [sFqt1]= 360 (MPa)
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột
1.11 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Khoảng cách trục: A= 157 (mm)
Mô đun pháp: mn= 3 (mm)
Chiều cao răng: h= 2,25.mn= 2,25.3= 6,75 (mm)
Chiều cao đầu răng: hd= mn= 3 (mm)
Độ hở hướng tâm: c= 0,25mn= 0,25.3 = 0,75 (mm)
Chiều rộng bánh răng: bchậm= 47 (mm)
Trang 152 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh:
2.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:
Do HGT đồng trục nên khả năng chịu tải trọng của cấp nhanh chưa dùng hết vì lực sinh ra trong quá trình ăn khớp của các bánh răng cấp chậm lớn hơn nhiều so với cấp nhanh, trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại bằng nhau
Vì vậy, ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có độ bền thấp hơn cấp chậm
Tra bảng 3-6, ([1] tr.39) và bảng 3-8, ([1] tr.41), ta chọn vật liệu hai bánh răng như sau:
o Bánh nhỏ: Thép 45, thường hóa, đường kính phôi dưới 100 mm, giới hạn bền kéo sbk1=
600 (MPa), giới hạn chảy sch1= 280 (MPa), độ rắn 200 HB
o Bánh lớn: Thép 35, thường hóa, đường kính phôi (100300) mm, giới hạn bền kéo sbk2=
500 (MPa), giới hạn chảy sch2= 260 (MPa), độ rắn 170 HB
2.2 Xác định ứng suất cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ s ] tx :
Trang 16 Kết luận: [s]tx= min([s]tx1,[s]tx2) = 442 (MPa).
2.2.2 Ứng suất uốn cho phép [ s F ]:
Với răng làm việc một mặt:
2.5 Xác định chiều rộng bánh răng b theo sức bền tiếp xúc:
Giả sử, với khoảng cách trục A= 157 (mm) thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc:
Trang 17+ n2= nII= 354,64 (vòng/phút): số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn;
+ N= NI= 2,83 (kW): công suất của bộ truyền;
+ K: hệ số tải trọng, được chọn sơ bộ là: K= 1,4;
+ bnhanh: chiều rộng bánh răng, bnhanh= ѱA.A (mm)
Trang 18Bề rộng bnhanh được xác định như sau:
Với b= 25 (mm) thì ứng suất tiếp xúc của bộ truyền là:
stx= 329,8 (MPa) < 442 (MPa) (thỏa)
2.6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ răng nghiêng, ăn khớp ngoài:
v= (m/s), n1= nI= 1430 (vòng/phút): số vòng quay trong một
phút của bánh dẫn.Suy ra: v= 4,64 (m/s)
Ta tra bảng 3-11, ([1] tr.46), để chọn cấp chính xác của bánh răng:
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v= 4,64 (m/s) thì cấp chính xác của bánh răng là 9
2.7 Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trụ A:
2.7.1 Hệ số tải trọng K:
Công thức: K=Ktt.Kđ
Trong đó:
o Ktt: hệ số tập trung tải trọng, với bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB 350 và
v < 15 m/s) và tải trọng không thay đổi nên có thể lấy Ktt= 1
o Kđ: hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt răng
Ta tra bảng 3-13, ([1] tr.48), với cấp chính xác chế tạo là 9, độ rắn mặt răng < 350 HB
Mô đun pháp được chọn theo khoảng cách trục A
Với bánh răng trụ răng nghiêng:
mn= (0,010,02)A = (1,573,14) mm
Ta chọn: mn= 3 (mm) theo bảng 3-1 ([1] tr.34)
2.8.2 Số răng:
Số răng bánh dẫn: Z1=
Ta đã chọn β= 10o, suy ra: Z1= 20,49 Lấy Z1= 20
Kiểm tra điều kiện để tránh cắt chân răng, ta tra bảng 3-15 ([1] tr.50), với ξ= 0, ta có:
Z1 14,3 với Z1= 20 thì số răng bánh dẫn đã thỏa mãn điều kiện
Suy ra: Z2= inhanh.Z1= 4,03.20 = 81 Lấy Z2= 81
Trang 19 Vậy:
2.8.3 Góc nghiêng:
Ta có: cosβ= cosβ= = 0,965
Suy ra: β 15o 12’ Lấy β= 15o
2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
o Công thức thiết kế:
mn
o Công thức kiểm nghiệm:
su= [s]uTrong đó:
+ mn= 3 (mm): mô đun pháp của bánh răng nghiêng;
+ y, Z, n: hệ số dạng răng, số răng và số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính;
+ ѱm: chiều dài tương đối của răng, đối với bánh răng trụ răng nghiêng thì
ѱm= với b = 30 (mm) suy ra: ѱm= = 10
+ N=NI= 2,83 (kW): công suất bộ truyền;
+ K= 1,45: hệ số tải trọng;
+ su: ứng suất uốn sinh ra tại chân răng, MPa;
+ [s]u: ứng suất uốn cho phép, MPa;
+ : hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răngnghiêng, thường lấy 1,41,6
Trang 20Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng nhỏ.
Công thức kiểm nghiệm:
Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng lớn
Công thức kiểm nghiệm:
su2= 13,18 (MPa) mà [s]u2 = 111,11 (MPa)
Suy ra: su2 < [s]u2
Vậy bánh răng lớn đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của răng
2.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải lúc mở máy với hệ số quá tải là:
Kqt= = 1,4 trong đó:
+ M: mômen xoắn danh nghĩa;
+ Mqt: mômen xoắn quá tải;
+ Mmm: mômen xoắn lúc mở máy
Trang 212.10.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải:
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc khi chịu quá tải đột ngột
2.10.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Công thức: suqt = su.Kqt [s]uqt
trong đó:
+ suqt: ứng suất uốn;
+ [s]uqt: ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB 350 thì:
[s]uqt 0,8.sch
Bánh răng nhỏ: [s]uqt1= 0,8.280 = 224 (MPa)
Bánh răng lớn: [s]uqt2= 0,8.260 = 208 (MPa)
Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: suqt1 = su1.Kqt= 21,54.1,5 32,31 (MPa) < [s]uqt1= 224 (MPa)
+ Bánh răng lớn: suqt2 = su2.Kqt= 16,47.1,5 24,71 (MPa) < [sFqt1]= 208 (MPa)
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột
2.11 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Khoảng cách trục: A= 157 (mm)
Mô đun pháp: mn= 3 (mm)
Chiều cao răng: h= 2,25.mn= 2,25.3= 6,75 (mm)
Chiều cao đầu răng: hd= mn= 3 (mm)
Trang 23+ N: công suất bộ truyền, kW;
+ n: số vòng quay trong 1 phút của trục;
+ C: hệ số tính toán, phụ thuộc [, khi tính đường kính đầu trục vào HGT và trục truyềnchung có thể lấy C= 130110, ta chọn C= 120
Đối với trục I:
+ N= 2,83 (kW)
+ n= 1430 (vòng/phút)
+ C= 120
Suy ra: dI 120 d 15,07 (mm), ta lấy dI= 16 (mm)
Đối với trục II:
+ N= 2,73 (kW)
+ n= 354,64 (vòng/phút)
+ C= 120
Suy ra: dI 120 d 23,69 (mm), ta lấy dII= 25 (mm)
Đối với trục III:
+ N= 2,61 (kW)
+ n= 88 (vòng/phút)
+ C= 120
Suy ra: dI 120 d 37,15 (mm), ta lấy dIII= 38 (mm)
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số dI, dII, dIII ở trên ta có thể lấy trị số
dII= 25 (mm) để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P, ([1] tr.339) , ta có được chiều rộng của ổ B = 17 (mm)
2.2 Tính gần đúng:
Trang 24 Để tính gần đúng phải xét tác dụng đồng thời cả mômen uốn lẫn mômen xoắn đến sức bền của trục Trị số mômen xoắn đã biết, ta chỉ cần tìm trị số mômen uốn.
Định các kích thước dài của trục ta chọn các kích thước sau: (Theo bảng 7-1, ([1] tr.118))
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: a= 10 (mm)
+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay: c= 10 (mm)
+ Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp: ∆ 1,2.δ mà δ> 8 (mm) ( theo bảng 10-9, ([1] tr.268)), ta chọn δ= 10 (mm) suy ra ta chọn ∆= 12 (mm)
+ Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: l2= 10 (mm)
+ Chiều cao của nắp và đầu bulông: l3= 17 (mm)
+ Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp: l4 15 (mm)
+ Chiều dài phần mayơ lắp với trục: l5= 1,2.d= 1,2.25 = 30 (mm)
Công thức tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
d , mm; với: Mtđ= , N.mm;
Trong đó:
+ Mtđ: mômen tương đương;
+ Mu, Mx: mômen uốn và xoắn ở tiết diện tính toán, N.mm;
+ β= ; do: đường kính trong của trục rỗng;