ĐA Cơ Sở Thiết Kế Máy HGT bánh răng côn-Loại 1 cấp

Các bạn sinh viên đang đau đầu về đồ án. Thuyết minh Hộp giảm tốc Bánh răng côn loại một 1 cấp rất đáng để các bạn tham khảo. Loại này hiện nay rất nhiều các bạn sinh viên tin dùng, các bạn hãy ủng hộ mình nhé.

LỜI MỞ ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ dẫn động động cơ, bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng trụ nghiêng, khớp nối, băng tải

Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán, thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán, hiểu sâu hơn về kiến thức

đã học

Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm:

Chọn động cơ Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài

Thiết kế trục và chọn ổ lăn

Tính toán vỏ hộp và các chi tiết khác

Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùng để thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ khí, nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do những hạn chế

về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế

Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của quý thầy cô trong bộ môn, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn A, đã giúp em hoàn thành xong đồ án môn học của mình Do đây là

đồ án đầu tiên của khóa học và với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi thiếu sót xảy ra, em rất mong nhận được sự góp ý của quý thầy cô trông

bộ môn để em hiểu biết hơn về hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng cũng như các kiến thức về thiết kế các hộp giảm tốc khác

Em xin chân thành cảm ơn!

MỤC LỤC

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2

1.1 Chọn động cơ 2

1.1.1 Công suất động cơ 2

1.2.1 Số vòng quay đồng bộ sơ bộ 3

1.3.1 Chọn động cơ 3

1.4.1 Phân phối tỉ số truyền 3

1.2 Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ 4

1.1.2 Công suất trên các trục 4

1.2.2 Số vòng quay trên các trục 4

1.3.2 Momen xoắn trên các trục 4

CHƯƠNG II CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP 5

CHƯƠNG III (BỘ TRUYỀN XÍCH) 5

1.1 Chọn loại xích và số răng đĩa xích 5

1.1.1 Chọn loại xích 5

1.2.1 Số răng đĩa xích 5

1.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích 5

1.1.2 Xác định bước xích p 5

1.2.2 Khoảng cách trục và số mắt xích 6

1.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích 7

1.1.3 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn 7

1.2.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H của đĩa xích 7

1.4 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 7

1.1.4 Các thông số của đĩa xích 7

1.2.4 Lực tác dụng lên trục 8

CHƯƠNG IV CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8

1.1 Tính toán thiết kế bộ truyền 8

1.1.1 Chọn vật liệu 8

1.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc [H ] và ứng suất uốn [f ] cho phép 9

1.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 10

1.1.2 Xác định chiều dài côn ngoài 10

1.2.2 Xác định các thông số ăn khớp 11

1.3.2 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc 12

1.4.2 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn 14

1.5.2 Kiểm nghiệm răng về quá tải 16

1.6.2 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn 17

1.3 Chọn khớp nối 17

CHƯƠNG V CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC 19

1.1 Chọn vật liệu 19

1.2 Tính thiết kế trục 19

1.1.2 xác định tải trọng tác dụng lên trục 19

1.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục 20

1.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 20

1.3 Tính trục I 22

1.1.3 Xác định kết cấu cho trục I 22

1.4 Tính trục II 28

1.1.4 Xác định kết cấu cho trục II 28

CHƯƠNG VI CHƯƠNG V: THEN VÀ Ổ LĂN 35

1.1 Chọn then cho trục I 35

1.2 Chọn then cho trục II 36

1.3 Tính chọn ổ lăn 38

1.1.3 Tính trọn ổ lăn cho trục I 38

1.2.3 Tính trọn ổ lăn cho trục II 41

CHƯƠNG VII CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN 44

1.1 Tổng quan về vỏ hộp 44

1.1.1 Nhiệm vụ 44

1.2.1 Chỉ tiêu thiết kế 44

1.3.1 Cấu tạo, vật liệu 44

1.2 Thiết kế vỏ hộp 44

1.3 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 46

1.1.3 Bu long vòng 46

1.2.3 Chốt định vị 46

1.3.3 Cửa thăm 46

1.4.3 Nút thông hơi 47

1.5.3 Nút tháo dầu 47

1.6.3 Kiểm tra mức dầu 48

1.7.3 Lót ổ lăn 48

1.8.3 Ống lót 49

1.4 Bôi trơn hộp giảm tốc 50

1.5 Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc 50

CHƯƠNG VIII CHƯƠNG VII: LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI 51

1.1 Dung sai lắp ghép và lắp ghéo ổ lăn 51

1.2 Lắp bánh răng lên trục 51

1.3 Dung sai mối ghép then 51

1.4 Lắp ghép giữa nắp với ổ lăn và bạc với trục 52

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ

Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng hết sức phổ biến Có nhiều loại

động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều u điểm so với các loại động cơ điện khác (kết

cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha

không đồng bộ ngắn mạch đợc sử dụng phổ biến hơn cả Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC

cho hệ dẫn động đợc thực hiện thông qua các bước tính toán về:

- Công suất động cơ

- Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ

- Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt

1.1.1 Công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ đợc tính theo công thức (2.8) [1]:

Pct = Pt

η Trong đó:

+ Pct: là công suất cần thiết trên trục động cơ

+ Pt: công suất tính toán trên máy công tác(kw)

+ : là hiệu suất truyền động

Giá trị của đợc xác định theo công thức (2.9)[1]:

+ Hiệu suất khớp nối trục ηk = 1

+ Hiệu suất ổ lăn ηol = 0,99

+ Hiệu suất một cặp bánh răng côn trong hộp giảm tốc ηbr = 0,96

+ Hiệu suất bộ truyền xích (để hở) ηx = 0,92

t bước xích của tải, mm

z số răng đĩa xích tải

Theo bảng 2.4 [1] ta có thể chọn được:

+ tỷ số bộ truyền ngoài xích un=uxích=3

+ tỷ số truyền của hộp truyền bánh răng uh=ubr=3

Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động 2.15 [1]:

1.4.1 Phân phối tỉ số truyền

Từ giá trị thực của số vòng quay động cơ ta có thể tính được chính xác tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống:

1.2 Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ

1.1.2 Công suất trên các trục

- Dựa vào công thức sau để tính Pi= P(i+1)/ (i1)

+ Công suất trên trục II:

P2 = 𝑃𝑙𝑣

2 = 𝑜𝑙𝑃.𝑛𝑙𝑣𝑥 = 3,64

0,99.0,92 ≈ 4 Kw + Công suất trên trục I:

P1 =𝑃2

1 =  𝑃2

0,96.0,99 = 4,2 kW + Công suất trên trục động cơ:

n2 = 𝑛1

𝑢2 = 𝑛1

𝑢𝑏𝑟 = 960

3 = 320v/p -Số vòng quay trên trục III:

nlv = 𝑛2

𝑢𝑥 = 320

2,96 = 108,1 v/p

1.3.2 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ:

Tđc = 9,55.106 𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐 = 9,55.106.4,04

960 = 40189,58 (Nmm) Momen xoắn trên trục I:

T1 = 9,55.106 𝑃1

𝑛1 = 9,55.106 4,2

960 = 41781,25 (Nmm) Momen xoắn trên trục II:

T2 = 9,55.106 𝑃2

𝑛2 = 9,55.106 4

320 = 119375 (Nmm) Momen xoắn trên trục tang quay (III):

Tlv = 9,55.106 𝑃𝑙𝑣

𝑛𝑙𝑣 = 9,55.106 3,64

107.82 = 322407,72 (Nmm) Các giá trị momen xoắn, công suất, số vòng quay, tỉ số truyền đợc trình bày trong bảng

2 dưới đây

CHƯƠNG II CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP

CHƯƠNG III (BỘ TRUYỀN XÍCH)

1.1 Chọn loại xích và số răng đĩa xích

1.1.1 Chọn loại xích

Có 3 loại xích là: xích ống, xích ống con lăn và xích răng Căn cứ vào các chỉ tiêu và thông số cần thiết đặt ra (tải trọng vừa phải, tốc độ nhỏ, tuổi thọ cao ) ta thấy rằng loại xích thích hợp ở đây là xích ống con lăn Ưu điểm của xích ống con lăn là tuổi thọ cao hơn xích ống, chế tạo dễ hơn xích răng và thích hợp dùng trong các bộ truyền có tốc độ nhỏ

Z2=ux.Z2=2,96.25=74 (răng) Chọn Z2=75

1.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích

1.1.2 Xác định bước xích p

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, chính vì vậy khi thiết kế căn cứ vào công suất truyền P, chỉ tiêu làm việc của bộ truyền ta sẽ các định bớc xích p dựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn được biểu diễn theo công thức 5.3 [1]:

  P k k k P

Pt  z. n Trong đó:

ko = 1,25 bộ truyền nghiêng nghiêng một góc  =150o

ka = 1 khoảng cách trục và chiều dài xích a 30  50p

kđc = 1 vị trí của trục đợc điều chỉnh bằng đĩa căng hoặc con lăn căng xích

kbt = 1 bộ truyền làm việc trong môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu

kđ = 1 tải trọng tính làm việc êm

kc = 1 bộ truyền làm việc 1 ca

k = 1,25.1.1.1.1.1= 1,25

Vậy:

Pt = P k kz kn=4,67.1,25.1,25.1=7,3 Theo bảng 5.5 với 𝑛01 = 400 chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc = 19.05 mm

a

2 1 2 2 1

4 2

1 2 1

2

*

2 5

, 0 5

, 0 25

, 0



z z z

z x

z z x

n z

15

1 1

i = 𝑍1.𝑛1

15.𝑥 = 25.320

15.118 = 4,5 < [i] = 35

7

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là hoàn toàn đảm bảo

1.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích

1.1.3 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn

Để đảm bảo xích có thể bền được trong điều kiện quá tải khi mở máy hoặc chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số an toàn theo công thức 5.15 [1]:

 s F F F k

Q s

v t

1.2.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H của đĩa xích

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải được kiểm nghiệm theo công thức 5.18 [1]:

d

vd d t r H

Ak

E F K F k

k  hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy

𝑘𝑟 = 0,48 (nội suy) hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích

1.4 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục

1.1.4 Các thông số của đĩa xích

cot 5

Bảng 4 Các thông số cơ bản của bộ truyền xích

CHƯƠNG IV CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1.1 Tính toán thiết kế bộ truyền

1.1.1 Chọn vật liệu

Theo bảng 6.1[1], ta chọn như sau:

Bánh chủ động: Chọn vật liệu là thép 45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có

các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt như sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250

9

Bánh bị động: Chọn vật liệu là thép 45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có

các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 240

1.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc [H ] và ứng suất uốn [f ] cho phép

H  lim .K /S

 

YR YS KxF = 1    Ec FL F

o H

f  lim.K K /S

 

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE đợc xác định nh sau:

HL o

lim H lim

H  K

Trong đó: -Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức

xác định SH vàHlimnhư sau: = 2.HB + 70 ; SH=1,1

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- T:thời gian làm việc

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

NHF2=NFE1=60.1.320.11550=22,176.107

Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra: KHL1=1

NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1 Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

[𝜎𝐻]1 =𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 1𝑜 .𝐾𝐻𝐿1

1,1 = 518,18(Mpa) [𝜎𝐻]2 =𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 2𝑜 .𝐾𝐻𝐿2

1.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

1.1.2 Xác định chiều dài côn ngoài

Từ đó → 𝐾𝑏𝑒 𝑢

2 − 𝐾𝑏𝑒 = 0,5

11

Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I, trục lắp trên ổ đũa, độ rắn mặt răng HB < 350 loại răng là răng thẳng nên theo bẳng 6.21 – Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn, ta có 𝐾𝐻𝛽 = 1,13

- 𝑇1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động 𝑇1 = 41781,25 (𝑁𝑚𝑚)

- [𝜎𝐻] là ứng suất tiếp xúc cho phép

[𝜎𝐻] = 500(𝑀𝑃𝑎) Thay vào các đại lượng trên ta tính được 𝑅𝑒như sau:

- Xác định số răng bị động và góc côn chia

+ Số răng lớn: 𝑧2 = 𝑢 𝑧1 = 3.26,768 = 80,3 răng chọn 𝑧2 = 81 răng

1.3.2 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiên sau:

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀√2𝑇1 𝐾𝐻.√𝑢2+ 1/(0,85𝑏𝑑𝑚12 𝑢) ≤ [𝜎𝐻] Trong đó:

+ 𝑍𝑀: là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5)

Vì vật liệu bánh chủ động và bánh bị động đều lm bằng thép nên chọn

𝑍𝑀 = 274 𝑀𝑃𝑎1/3+ 𝑍𝐻: là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (tra bảng 6.12

Tra bảng 6.12 với : 𝑥1 = 0, 𝑥2 = 0 và góc nghiêng 𝛽 = 𝛽𝑚 = 0 ta có 𝑍𝐻 = 1,76

+ 𝑍𝜀: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Vì ta thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a ta được:

𝑍𝜀 = √(4 − 𝜀𝑎)/3 + 𝜀𝑎: là hệ số trùng khớp ngang, theo công thức 6.60 ta được:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝑎𝐾𝐻𝑣Trong đó:

+ 𝐾𝐻𝛽: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ( tra bảng 6.21) theo phần trên 𝐾𝐻𝛽 =1,13

+ 𝐾𝐻𝑎: là hệ số kể đến sự phân bố tri trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng 𝐾𝐻𝑎 = 1

+ 𝛿𝐻: là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 𝛿𝐻 = 0,006

+ 𝑔𝑜: là hệ số kể đến sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 𝑔𝑜 = 56

=≫ 𝑣𝐻 = 0,006.56.2,88√57,375(3 + 1)

𝑚

𝑠) + Chiều rông vành răng (mm)

𝑍𝑉 = 0,8 𝑣0,1 ≈ 1

+ Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám:

𝑅𝑎 = 2,5𝜇𝑚 (𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 21.3 𝐼𝐼) → 𝑍𝑅 = 0,95

1.4.2 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng, theo công thức sau:

𝜎𝐹1 =2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1

0,85 𝑏 𝑚𝑛𝑚 𝑑𝑚1 ≤ [𝜎𝐹1]

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1 𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 ≤ [𝜎𝐹2] Trong đó:

+ 𝑇1: là momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm

+ 𝑚𝑛𝑚: là modun pháp trung bình (𝑚𝑛𝑚 = 𝑚𝑡𝑚)

+ b: là chiều rộng vành răng, mm

+ 𝑑𝑚1: là đường kính trung bình của bánh chủ động, mm

+ 𝑌𝛽: là hệ số kể đến độ nghiêng của răng 𝑌𝛽 = 1 vì 𝛽𝑛𝑜 = 0

𝑍𝑣2 = 𝑍2

𝐶𝑜𝑠𝛿2 =

81(𝐶𝑜𝑠71,57𝑜)3= 2563,43 Với 𝑥1 = 0,36, 𝑥2 = −0,36

Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được: 𝑌𝐹1 = 3,54, 𝑌𝐹2 = 3,55

- 𝐾𝐹: là hệ số tải trọng khi tính về uốn:

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝑎 𝐾𝐹𝑉

=≫ 𝐾𝑏𝑒 𝑢

2 − 𝐾𝑏𝑒 =

0,3.3

2 − 0,3= 0,53 Dựa vào các kết quả tính được và tra bảng 6.2 ta được 𝐾𝐹𝛽 = 1,25

- 𝐾𝐹𝑎: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 𝐾𝐹𝑎 = 1,22

- 𝐾𝐹𝑉: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp và được tính théo công thức sau:

𝐾𝐹𝑉 = 1 + 𝑣𝐹 𝑏 𝑑𝑚1

2𝑇1 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝑎

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔𝑜 𝑣 √𝑑𝑚1 (𝑢 + 1)

𝑢Trong đó:

Với: 𝑔𝑜-là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1 𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 =

96,8.3,553,54 = 97,07𝑀𝑃𝑎 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn:

Ta có:

[𝜎𝐹]𝑐𝑥 = [𝜎𝐹] 𝑌𝑅 𝑌𝑅 𝐾𝑋𝐹Trong đó: 𝑌𝑅 = 1, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695ln.m= 1,08 − 0,0695.2,88 = 0,88,

𝐾𝑋𝐻 = 1 vì 𝑑𝑎𝑒2 = 227,81 < 400𝑚𝑚

→ [𝜎𝐹1]𝑐𝑥 = [𝜎𝐹1] 𝑌𝑅 𝑌𝑅 𝐾𝑋𝐹 = 257,14.1.0,88.1 = 266,28𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2]𝑐𝑥 = [𝜎𝐹2] 𝑌𝑅 𝑌𝑅 𝐾𝑋𝐹 = 256,85.1.0,88.1 = 266,028𝑀𝑃𝑎

Ta có:

𝜎𝐹1 = 96,8𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑐𝑥 = 266,28𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2 = 97,07𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹2]𝑐𝑥 = 266,028𝑀𝑃𝑎 Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

1.5.2 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số wuas tải Kqt = TMax/T Trong đó 𝑇𝑚𝑎𝑥

là momen xoắn quá tải, T là momen xoắn danh nghĩa Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có: [𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 1624𝑀𝑃𝑎 như vậy được thỏa mãn

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại 𝜎𝐹 𝑚𝑎𝑥 tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

17

1.6.2 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

𝑑𝑒2 = 202,5

𝛿2 = 71,57𝑜

Dùng khớp nối đàn hồi vì có ưu điểm giảm va đập và cấn động, đề phòng công

hưởng do dao động xoắn gây ra, tra bảng 16.1(2), với loại công tác là băng tải, ta có:

Tra bảng 16.10 a,b(2), với giá trị [𝑇𝑘] ta có:

- Đường kính vòng tròn qua tâm chốt: 𝐷𝑜 = 90 (𝑚𝑚)

- Chiều dài đoạn có vòng cao su: 𝑙3 = 28 (𝑚𝑚)

 Kiểm nghiệm bền của nối trục đàn hồi:

+ Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

𝜎𝑑 = 2𝑘𝑇

𝑍 𝐷𝑜 𝑑𝑐 𝑙3 =

2.1,35.56404,74.90.14.28 = 1,08 < [𝜎𝑑] = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎 → Đủ điều kiện sức bền dập

+ Điều kiện sức bền của chốt:

𝜎𝑢 = 𝑘 𝑇 𝑙𝑜0,1 𝑑𝑐3 𝐷𝑜 𝑍

1,35.56404,7.460,1 143 90.4 = 35,45 < [𝜎𝑢] = 60𝑀𝑃𝑎

→ 𝐹𝑡 = 458,76𝑁

- Lực tác dụng lên trục của khớp nối

+ Sử dụng khớp nối trục đàn hồi ta có:

𝐹𝑘 = (0,1 ÷ 0,3)𝐹𝑡 = 0,3.458,76 = 137,63𝑁 Với: + 𝐹𝑘: lực tác dụng của khớp nối trục

1.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 Xác định chiều dài mayo của đĩa xích bằng công thức sau:

 Xác định chiều dài mayo nửa khớp nối bằng công thức sau:

Với khớp nối loại vòng đàn hồi ta có:

𝑙𝑚12 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑 = (1,4 ÷ 2,5) 28 = (39,2 ÷ 70)𝑚𝑚 lấy 𝑙𝑚12 = 60 𝑚𝑚

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng10.3(1)

Khoảng cách từ mặt hút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

𝑘1 = 15

Khoảng cách từ mặt hút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ

khi bôi trơn bằng dầu trong hộp giảm tốc)

𝑘2 = 15

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ 𝑘3 = 15

 Xác định chiều dài các đoạn trục

Dựa vào bảng 10.4(1) với hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ h.10.10

Trong đó:

+ k - số thứ tự trục trong hộp giảm tốc, k=1 2 (hộp giảm tốc cấp 1)

+ i - số thứ tự của tiến diện trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng:

𝑖 = 0 𝑣à 1 : các tiết diện trục lắp ổ;

𝑖 = 2 … 𝑠, với s là số chi tiết quay (bánh đai, bánh răng, bánh vít, trục vít, đĩa xích và khớp nối)

𝑙𝑘1 – khoảng cách giữa các khối đỡ 0 và 1trên trục thứ k

𝑙𝑘𝑖 – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

𝑙𝑚𝑘1 – chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k,

đã được tính sơ bộ ở trên

𝑙𝑐𝑘𝑖 – khoảng công xôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

𝑙𝑐𝑘𝑖 = 0,5(𝑙𝑚𝑘1+ 𝑏𝑜) + 𝑘3+ ℎ𝑛

𝑏𝑘𝑖 – chiều rộng vành bánh răng thứ j trên trục k

Theo bảng 10.4(1)-Tr191, xét với hộp giảm tốc bán răng côn – trụ

Sơ đồ tính khoảng cách gối và các điểm đặt lực

 Đối với trục I

+ 𝑙12 = −𝑙𝑐12 = 0,5(𝑙𝑚12 + 𝑏01) + 𝑘3+ ℎ𝑛 = 0,5(60 + 19) + 15 + 20 = 74,5𝑚𝑚 + 𝑙11 = (2,5 ÷ 3)𝑑1 = (2,5 ÷ 3) 28 = (70 ÷ 84) lấy 𝑙11= 70 𝑚𝑚

Khoảng chìa lắp đĩa xích nhỏ:

+ 𝑙𝑐22 = 0,5(𝑙𝑚𝑥𝑛 + 𝑏02) + 𝑘3+ ℎ𝑛 = 0,5(30 + 21) + 15 + 20 = 60,5𝑚𝑚

1.3 Tính trục I

1.1.3 Xác định kết cấu cho trục I

23

 Từ sơ đồ bố trí trục I và đường kính sơ bộ tính toán: 𝑑1𝑠𝑏 = 28𝑚𝑚

 Do yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ kết cấu trục như sau:

- Vị trí khớp nối → ta chọn 𝑑 = 25 𝑚𝑚

- Vị trí lắp ổ đũa côn → ta chọn 𝑑2 = 𝑑3 = 35𝑚𝑚

- Vị trí lắp với bánh răng côn → ta chọn 𝑑1 = 28 𝑚𝑚

a, Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn cho trục I

b, Xác định đường kính các đoạn trục

Tại mặt cắt A, B, C, D

Với đường kính sơ bộ : 𝑑1𝑠𝑏 = 28𝑚𝑚, tra bảng 10.5(1)-195 thu được kết quả

ứng suất cho phép là 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức: