Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

1.Chọn kiểu loại động cơ điện: Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiệnnay rất đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc yêu cầ

MỤC LỤC

Lời Nói Đầu Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theođịnh hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quantrọng Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thếsức lao động của con người Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thếđòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là sinh viên khoa: CơKhí Chế Tạo Máy em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mìnhđược tiếp thu từ thầy cô.

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọngtrong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết đượcnhững kiến thức cơ bản của môn học Môn học Thiết kế sản phẩm với CAD làmột môn khoa học cơ sở nghiên cứu về thiết kế các chi tiết máy có công dụngchung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạtđộng và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụngvào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn Học Thiết kế sản phẩm vớiCAD là công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của nhóm em được thầy:

Ths Lê Xuân Hưng giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải Với những kiếnthức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình củathầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn, nhóm em đã hoànthành được đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiềunên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong được sự chỉbảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em đượchoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này

Nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tìnhgiúp đỡ chúng em đặc biệt là thầy : Ths Lê Xuân Hưng

Sinh viên:

Bế Quốc Chung

Lê Văn Chung Phạm Quang Chung

Tài liệu tham khảo

[I] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2005

[II] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2001

[III] Chi Tiết Máy – Tập 1, 2

Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006

[IV] Tập bản vẽ chi tiết máy

Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong.Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

PHẦN I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Tính chọn động cơ điện

1.Chọn kiểu loại động cơ điện:

Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiệnnay rất đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc yêu cầu, phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế… Để chọn được động cơ phù hợp ta phải dựa vào đặc điểm của chúng Hiện nay trên thị trường có các loại động cơ điện sau:

Hình 1.1 : Phân loại các dạng động cơ điện

* Động cơ điện một chiều có đặc điểm:

* Động cơ điện xoay chiều một pha:

- Đặc điểm: Có công suất nhỏ

- Phạm vi sử dung: Chỉ phù hợp cho các thiết bị gia đình.

* Động cơ xoay chiều 3 pha (Được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp):

* Động cơ ba pha đồng bộ:

- Ưu điểm:

+ Hiệu suất và cosφ cao, hệ số tải lớn

- Nhược điểm:

+ Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thêm

thiết bị phụ để khởi động động cơ

- Phạm vi sử dụng:

+ Chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

* Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn:

thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt

*Động cơ bap ha không đồng bộ rôto ngắn mạch:

- Ưu điểm:

+ Kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể nối trực

tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

- Nhược điểm:

+ Hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp so với động

cơ bap ha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc

 Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm

tốc của ta, ta chọn: Động cơ ba pha không đồng bộ roto

ngắn mạch (lồng sóc)

2.Tính công suất và số vòng quay của động cơ:

Động cơ được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay

đồng bộ thỏa mãn điều kiện: Pdc ≥ Pct nđb ≈

t ct

P

P

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác

Trường hợp tải thay đổi: công suất tính toán là công suát làm

việc trên trục máy công tác:

Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đênn bang tải bị

hao mòn khi đi qua khớp nối, hai cặp bánh răng ăn khớp trong

hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn Do vậy, hiệu suất chung của hệ

η : Hiệu suất của bộ truyền đai

Tra hiệu suất trong Bảng2.3[I] ta được:

Trong đó: v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)

D là đường kính của băng tải (mm)

+Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công

truyền của toàn hệ thống tăng lên dẫn đến kích thước giá thànhcủa các bộ truyền tăng lên Ta chọn sơ bộ vòng quay đồng bộ của động cơ:

nđb=1500(v/ph) tương ứng với số vòng quay kể cả sự trượt 3%

là 1445(v/ph)

Khi này tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:

1455

17,13 84,93

Qua các bước trên ta đã xác định được:

Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thỏa mãn những điều kiện trên

Để chọn động cơ ta tra bảng Phụ lục P1.1;P1.2;P1.3[I] Từ đó,

ta chọn động cơ:

4A160S4Y3 có các thông số sau:

Kiểu động cơ Công suất

k dn

T T

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

4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức cản của hệ thống Vậy:

T K T

=

Là hệ số mở máy của động cơ

Kbd là hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng).

Từ các công thức trên ta tính được:

dc dc

mm bd

P >P .

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra.

4.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Điều kiện quá tải :

dm dn

T

T

P qtdc : công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải , chính là công suất trên trục động cơ

có giá trị lớn nhất trong sơ đồ tải

Vậy động cơ đã chọn phù hợp với điều kiện quá tải với động cơ

II Phân phối tỉ số truyền.

1 Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

1460

17,19 84,93

ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph).

nlv là số vòng quay của trục công tác (v/ph).

u1, u2 là tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm.

2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Hệ dẫn động hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng.

1

Ft65

43

Hình 1.2 Sơ đồ hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc côn trụ 2.1 Tỉ số truyền của cấp chậm.

Với mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc nhỏ nhất vì vậy ta sẽ tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm u2 theoCông Thức 1.24 [VI] Ta có tỉ số truyền của cấp chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ):

2 3

.1,073

(1 0,5 )

ba h

u u

ψ

≈

−Trong đó: kbe là hệ số chiều rộng vành bánh răng côn (kbe = 0,25 ÷ 0,3)

ψba2 là hệ số chiều rộng bánh răng trụ ( ψba2= 0,3 ÷ 0,4)

Nhằm đạt được mục đích trên ta tiến hành chọn kbe và ψba2theo các giá trị tối ưu, ta được:

kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4.

Khi đó Công thức 1.24[VI] trở thành Công thức 1.25[VI]:

3 3

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục (KW).

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

3 Tính mômen xoắn trên các trục (N.mm)

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 13,1

85688,36( ) 1460

dc dc

I I

- Mômen xoắn trên trục III:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

I Thiết kế bộ truyền đai.

Chiều dài giới hạn l, (mm)

Đối với đai thang hẹp v < v max =40 (m/s)

Thỏa mãn điều kiện

Tỉ số truyền thực tế.

2 1

.(1 ) 224.(1 0, 02)

t

d u

2

(d d ) (d d )2

.(224 355) (355 224)2.355

1631,1(mm)

a l

l

ππ

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1800 (mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ.

17,1

9,5 101,8

Vậy đai được chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.

Dựa vào công thức [4.6] , ta xác định lại khoảng cách trục a theo chiều dài l

d

u z

P z

P C C C Cα

=

Trong đó :

P 1 : công suất trên trục bánh đai chủ động (kw).

P 0 : công suất cho phép (kw), được xác định bằng thực nghiệm bảng [4.20].

Với v = 17,1 (m/s), d 1 = 224 (mm), loại đai YA => P 0 = 10,3

Chiều rộng của đai : B = (z -1).t +2e =35 (mm).

Đường kính ngoài của đai : d a = d + 2h 0 = 224 + 2.3 =230 (mm).

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng trên một đai

1 0

780 .

d

P k F

II Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp.

1 Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ.

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng

Giới hạn bền σb Giới hạn chảy σch

(MPa)

Z V K K S

F

Y Y K K K S

KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.

KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Chọn sơ bộ: ZRZVKXH = 1 và YRZSKXF =1 nên các công thức (1), (2) trở thành:

[ ]

o H

H

K S

F

K K S

σ lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I] Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

0 lim1 2 1 70

σ = + (MPa)0

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)

 KFC = 1

 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:

H HO m HL

HE

N K

N

=

F FO m FL

FE

N K

N

=

(6) Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

- Bộ truyền bánh răng trụ:

Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 220; bánh lớn HB4 = 210, khi đó:

NHO3 = 30.2202,4 = 1,26.107

NHO4 = 30.2102,4 = 1,12.107

- NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106

- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động thay đổi, nên theo [I] thì:

Với: c, n, t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng

số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

Ta có: c=1

211.0,8.365.24 (1.0, 4 0, 4 0,3 0,5 0,3) 23126, 4( )

Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền KHL = 1

Trong bộ truyền bánh răng trụ:

NHE3=60.c.∑ ( /T T i max ) 3n t i i= 60.1.85,27/2,9.23126,4(1 0, 4 0, 4 0,3 0.5 0,3 3 + 3 + 3 )

=1,86.107

> 1,26.107

Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền KHL = 1

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật liệu đã chọn thì: SH = 1,1; SF = 1,75

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

[ ] 0lim 4

490 1 445, 45( ).

Với bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ rằng nghiêng thì :

Ứng suất tiếp xúc cho phép là :

3 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).

a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc).

Công thức thiết kế có dạng :

[ ]

1 2

3

1

1.

- KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Vì bộ truyền cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên:

1/3100

R

Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 (vì ta mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc là nhỏ nhất )

Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ rắn mặt răng HB

< 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn,

- Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ):

Ta có:

1 3

 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình

Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9)

= (1- 0,5.0,3).96,36 = 81,9(mm)

Môđun trung bình:

1 1

m tm

d m

Z

=

(10)

1 1

81,9 2,73( ) 30

m tm

 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia

- Số răng bánh lớn: Z2= u1.Z1 = 3,69.32,11 = 118,48 Lấy Z2 = 119 răng.

=> Tỷ số truyền thực tế:

2 1

119 3,7 32

Z u Z

- Góc côn chia:

0 ' 1

1

2

32 arctan( ) arctan( ) 15 3

119

Z Z

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

[ ]

2

1 1 2

- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Tra bảng 6.5, [I],)

Vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

ε = −ε

Với: εα Là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:

1 2

H m HV

H H

v bd K

Theo bảng 6.13, [I], do v=3,91 (m/s) < 8 (m/s), nên ta chọn cấp chính xác 7.

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng Theo bảng 6.16, [I],

1

2

H m HV

Như vậy σH >[ ]σH cx với chênh lệch không nhiều (3,65 %<4%) nên có thể giữ nguyên các kết

quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):

2

2

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn được viết như sau:

(13) Trong đó:

be e

b K

KFβ =1,47

+) K Fα: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp (tra bảng 6.16 (I))

Với bánh răng côn răng thẳng: KFα =1,16

+) K HV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Ta có:

1 1

1

2

F m FV

F F

v bd K

2 2.129356, 71.1, 47.1,16

F m FV

F F

v b d K

 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn

Từ các công thức (2) và (4) ta có:

[ ] [ ]σF cx = σF Y Y K R S XF

Trong đó:YR = 1 (Theo tài liệu [I])

YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,55) = 1,01.

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt

= Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải 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: Kqt = Kbđ = 1,3

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không được

vượt quá một giá trị cho phép:

Mà: [ ]σH max = 1624Mpanên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn

cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

Lập bảng thông số bánh răng côn.

Page

STT Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Chiều dài côn ngoài R e 193,54 mm

2 Chiều dài côn trung bình R m 165,29 mm

9 Chiều cao răng ngoài h e h e = 6,6 mm

10 Chiều cao đầu răng ngoài h ae

4.Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)

w

ba

b a

:Hệ số chiều rộng bảnh răng Theo bảng 6.6, [I] ta chọn ψba2 = 0, 4

Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:

phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số ψbd,

được tra trong bảng 6.7, [I]:

Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])

Giữa khoảng cách trục a w , số răng bánh nhỏ Z 3 , số răng bánh lớn Z 4 , góc nghiêng

 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức 6.18(I)

108 2,92 37

Z u Z

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau (Theo công thưc 6.33 (I)):

Z M – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

b H

t

α

=

Ở đây: βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Theo công thức 6.35 (I).

os

tgβ =c α βtg

Với αt và αtw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp.

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài liệu [I]

(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc  = 20 0 )

0

0 w

o t

o t

b

n

b m

βε

K α - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.

Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên K Hα được tra trong bảng

6.14, [I]

Để tra được giá trị của K Hα và K HV ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động,

sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ

số trên.

Ta có:

w3 2 3

d n

v=π =π =

(m/s)

Dựa vào bảng 6.13, [I],

do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9.

Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: K Hα =1,13và K Fα = 1,37

- Tính K HV : Trị số của K HV được tính theo công thức sau:

w w3 2

12

H HV

H H

v b d K

T K Kβ α

= +

Trong đó:

w 2

g o – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.

Do m n = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I]

ta được g o = 73

H

δ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB 4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng

nên theo bảng 6.15 (I): δH = 0,002

Vậy

w 2

225 0,002.73.1, 49 1,91

H H

v b d K

- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 2,5 … 1,25 m (tra bảng 21.3 II) 

Như vậy σH <[ ]σH cx với chênh lệch khá lớn là >> 4% nên ta cần giữ nguyên

các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b w theo công thức :

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

(6.44 (I)) Trong đó:

b w - chiều rộng vành răng b w = 55 mm

m n - môđun pháp , m n = 3 mm

d w3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động d w3 = 115,38 mm

T 2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T 2 = 454927,41Nmm

Y  - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

0,588 1,7

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ KFα KFV

Với: K Fα =1,37 (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

1,13

F

K β = (đã tra ở phần đầu)

w w3 2

1 2

F FV

F F

v b d K

T K Kβ α

= +

Trong đó:

w 2

Với: g o – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.

Do m n = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được g o = 73

F

δ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB 4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: δ =F 0,006

v = 1,49 m/s

Vậy

w 2

225 0,006.73.1, 49 5, 75

5,75.55.115,38

2 2.454927, 41.1,13.1,37

F FV

F F

v b d K

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với

hệ số quá tải K qt = T max /T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T max là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.

Mà: [ ]σH ' max = 454,55 (MPa) nên bất đẳng thức trên được thỏa mãn.

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

II Kiểm tra điều kiện bôi trơn, chạm trục và sai số vận tốc.

Hình 2.1: Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn

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.

Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc, [II] thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤ 12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp).

Với điều kiện bôi trơn trong hộp giảm tốc Phương pháp bôi trơn ngâm trong dầu có nghĩa là hai bánh răng lớn z 2 và z 4 đều được ngâm trong dầu có chứa trong hộp giảm

tốc, ta chọn dầu AK10 hoặc AK15 có độ nhớt

- Với bánh răng côn :

2

358, 05sin 5 56,5sin 74 57 ' 5 129, 46

o ae

Vì v = 3,91 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm.

Nên: X 2max = X 2min – 10 = 129,46 – 10 = 119,46 (mm)

- Với cấp chậm:

Vì v = 1,49 m/s ≈ 1,5 m/s nên chiều sâu ngâm dầu bằng khoảng 1/4 bán kính bánh răng Tức là: