Thuyết minh đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP HỒ CHÍ MINH

BỘ MÔN CSKTCK - KHOA CƠ KHÍ

NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ MÔN HỌC – MÃ SỐ: [03- 78 -TV]

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

ĐỀ SỐ 3: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Cho trước sơ đồ truyền động, sơ đồ gia tải của các thông số ban đầu của hệ:

1 Động cơ điện không đồng

Nhiệm vụ thiết kế: Một bản thuyết minh tính toán hệ truyền động

Sinh viên thiết kế: Nguyễn Văn Hoàng Lớp: CO19D

Mã số sinh viên: 1951080313 Ngành: Cơ khí ô tô

Ngày giao đề: 22 tháng 09 năm 2021

Ngày nộp bài: 22 tháng 12 năm 2021

Giảng viên hướng dẫn

Các thông số ban đầu:

Công suất trục công tác(kW)

Số vòng quay trục công tác (vg/ph)

Số năm làmviệc

Chế độ làm việc: quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

MỤC LỤC

LỜI MỞ ĐẦU 2

CHƯƠNG 1 LẬP BẢNG THÔNG SỐ CỦA TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ 2

I Chọn động cơ điện: 2

1 Tính toán công suất cần thiết cho động cơ điện: 2

2 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ 3

II Phân phối lại tỉ số truyền 4

1 Tỉ số truyền chung của hệ thống 4

2 Tính toán các thông số trên trục: 5

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 7

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 7

1 Chọn loại đai và tiết diện đai: 7

2 Xác định các thông số bộ truyền 7

2.1 Đường kính bánh đai nhỏ và lớn: 7

2.2 Khoảng cách trục a và chiều dài l 8

2.3 Góc ôm đai 9

2.4 Xác định số đai 9

2.5 Xác định kích thước bánh đai 10

2.6 Xác định các lực 10

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 11

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM 11

1.1 Chọn vật liệu: 11

1.2 Xác định ứng xuất cho phép 12

1.3 Tính sơ bộ khoảng cách trục 15

1.4 Xác định các thông số ăn khớp 16

1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 20

1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 23

1.8 Các thông số kích thước của bộ truyền bánh răng cấp chậm 24

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH 24

2.1 Chọn vật liệu: 25

2.2 Xác định ứng xuất cho phép 25

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 28

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 29

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 30

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 33

2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 36

2.8 Các thông số kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh 37

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 37

1 Chọn vật liệu 37

2 Xác định sơ bộ đường kính trục 38

3 Xác định các khoảng cách giữa các gối đỡ và điềm đặt lực 38

4 Phân tích các lực tác dụng lên trục 41

5 Xác định chính xác đường kính trục 42

5.1 Trục I: 42

5.2 Trục II: 48

5.3 Trục III: 54

IV CHỌN MỐI GHÉP THEN 69

V CHỌN Ổ LĂN 70

1 Trục I: 71

1.1 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn: 71

1.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 72

1.3 Kiểm tra tải tĩnh của ổ 74

2 Trục II: 75

2.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 76

3 Trục III: 79

3.1 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn: 79

3.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 81

3.3 Kiểm tra tải tĩnh của ổ 83

VI CHỌN KHỚP NỐI TRỤC 83

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 86

I THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 86

1 Yêu cầu: 86

2 Xác định kích thước vỏ hộp: 86

II CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP: 89

1 Chốt định vị: 89

2 Nắp ổ: 90

3 Cửa thăm: 90

4 Nút thông hơi: 91

5 Nút tháo dầu: 92

6 Que thăm dầu: 92

7 Vòng móc: 93

8 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc: 93

9 Vòng phớt: 93

10 Vòng chắn dầu: 94

11 Bôi trơn hộp giảm tốc và bôi trơn ổ trục 94

11.1 Bôi trơn hộp giảm tốc 94

11.2 Điều chỉnh 95

III DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP: 96

1 Dung sai ổ lăn: 97

2 Lắp ghép bánh răng trên trục: 97

4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: 97

5 Lắp chốt định vị: 97

6 Lăp ghép then: 97

KẾT LUẬN 102

TÀI LIỆU THAM KHẢO 103

LỜI MỞ ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ truyền động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án thiết kế hệ truyền động cơ khí là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng mômen xoắn Với chức năng như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu… Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của thầy Diệp Lâm Kha Tùng, em đã hoàn thành xong đồ án môn học đầu tiên của mình Do đây là

đồ án đầu tiên của khoá học và với khả năng và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra, em rất mong nhận được

sự góp ý của thầy để em hiểu biết hơn về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục cũng như các kiến thức về thiết kế các bộ hộp giảm tốc khác

Em xin chân thành cảm ơn !

CHƯƠNG 1 LẬP BẢNG THÔNG SỐ CỦA TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Chọn động cơ điện:

1 Tính toán công suất cần thiết cho động cơ điện:

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑡

𝜂Trong đó: 𝑃𝑡: công suất tính toán trên trục công tác (kW)

𝜂 = 𝜂𝑜𝑙4 𝜂𝑏𝑟1.𝜂𝑏𝑟2𝜂đ𝜂𝑘 hiệu suất truyền động cả hệ thống

Với bảng 2.3 sách Thiết kế chi tiết máy tập 1_Trịnh Chất có:

- 𝜂𝑜𝑙 = 0,995 hiệu suất của một cặp ổ lăn (4 cặp)

- 𝜂𝑏𝑟1 = 0,98 hiệu suất cặp bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 1

- 𝜂𝑏𝑟2 = 0,98 hiệu suất cặp bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 2

- 𝜂đ = 0,96 hiệu suất của bộ truyền đai thang

- 𝜂đ = 1 hiệu suất của khớp nối đàn hồi

=> 𝜂 = 𝜂𝑜𝑙4 𝜂𝑏𝑟1.𝜂𝑏𝑟2𝜂đ𝜂𝑘 = 0,9954 0,98 0,98 0,96 1 = 0,9 %

Ta có công suất làm việc trên trục công tác 𝑃𝑙𝑣 = 4,6 kW

Do tải trọng bộ truyền thay đổi theo hình sơ đồ gia tải nên ta phải tính công suất tương đương 𝑃𝑡đ = 𝑃𝑡

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ:

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑡đ

𝜂 =4,340,9 = 4,82 (𝑘𝑊)

2 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 𝑢𝑡Trong đó: 𝑛𝑙𝑣 số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

𝑢𝑡 = 𝑢đ 𝑢ℎ 𝑢𝑘 tỉ số truyền chung của hệ thống

Với bảng 2.4 sách Thiết kế chi tiết máy tập 1_Trịnh Chất có:

𝑢đ = 3 tỉ số truyền đai thang

𝑢ℎ = 8 tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp

𝑢𝑘 = 1 tỉ số truyền khớp nối đàn hồi

=>𝑢𝑡 = 𝑢đ 𝑢ℎ 𝑢𝑘 = 3 8 1 = 24 Vậy số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 𝑢𝑡 = 49 24 = 1176 (𝑣ò𝑛𝑔

𝑝ℎú𝑡)

* Điều kiện chọn động cơ phải thỏa mãn:

Tra bảng P1.3 trang 236 sách Thiết kế chi tiết máy_Trịnh Chất_ tập 1,

ta chọn loại động cơ điện 4A112M4Y3 có thông số:

𝑃đ𝑐 = 5,5 𝑘𝑊, 𝑛đ𝑐 = 1425𝑣ò𝑛𝑔

𝑝ℎú𝑡 ,

𝑇𝑘

𝑇𝑑𝑛 = 2

Tra bảng P1.7 trang 242 sách Thiết kế chi tiết máy_Trịnh Chất_tập 1, ta

có thông số kích thước động cơ:

𝑙𝑚𝑎𝑥 = 452 𝑚𝑚, ℎ𝑚𝑎𝑥 = 310 𝑚𝑚, 𝑑 = 260 𝑚𝑚, 𝑑1 = 32 𝑚𝑚

II Phân phối lại tỉ số truyền

1 Tỉ số truyền chung của hệ thống

2 Tính toán các thông số trên trục:

- Công suất trên các trục:

=> Công suất trên trục động cơ được tính toán nhỏ hơn công suất động

cơ đã chọn nên loại động cơ ta chọn là hợp lí

=> Số vòng quay trên trục động cơ được tính toán nhỏ hơn số vòngquay

đã chọn nên loại động cơ ta chọn là hợp lí

- Tính momen xoắn trên các trục:

Trục động cơ:

𝑇đ𝑐 = 9,55 106 𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐 = 9,55 106 5,19

1421,79 = 34860,6 (𝑁 𝑚𝑚)

Trục I:

𝑇1 = 9,55 106 𝑃1

𝑛1 = 9,55 106 4,96

473,93 = 99947,23 (𝑁 𝑚𝑚) Trục II:

𝑇2 = 9,55 106 𝑃2

𝑛2 = 9,55 106 4,74

152,39 = 297047 (𝑁 𝑚𝑚) Trục III:

𝑇3 = 9,55 106 𝑃3

𝑛3 = 9,55 106 4,62

49 = 900428,6 (𝑁 𝑚𝑚) Trục công tác:

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

Theo hình 4.1 Tài liệu 1, dựa vào công suất cần thiết của động cơ

Pđc=5.19 kW và số vòng quay nđc=1421.79 vòng/phút Ta chọn tiết diện đai Б

2.2 Khoảng cách trục a và chiều dài l

Theo bảng 4.14 Tài liệu 1 chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo

ut=2.915 ta được a = 1.107d2 = 442.8 mm so với điều kiện của a

* Theo bảng 4.13, chọn l theo tiêu chuẩn l=1800 mm và ta nghiệm lại số

vòng chạy của đai trong 1 giây: 𝑖 = 𝑉

𝑙 =10.42 1.8 = 5.78 ≤ 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10

* Tính chính xác khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l:

+ P1=5.19 (kW) công suất trên trục bánh đai chủ động

+ Kđ hệ số tải trọng động tra bảng 4.7 Tài liệu 1 với tải va đập nhẹ

và thuộc loại động cơ điện xoay chiều không đồng bộ 3 pha

+ Cu=1.14 hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền với u=3, tra bảng 4.17

+ Theo bảng 4.19 với V=10.42 m/s, d1=140 mm ta chọn được

[𝑃0] = 2.6 𝑘𝑊 → 𝑧, =𝑃1

𝑃0 =5.192.6 = 2, tra bảng 4.18 ta được Cz=0.95

hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

- Đường kính ngoài bánh đai:

+ Bánh nhỏ da1= 𝑑1+ 2ℎ0 = 140 + 2 4,2 = 148,4 𝑚𝑚 + Bánh lớn da2= 𝑑2+ 2ℎ0 = 400 + 2 4,2 = 408,4 𝑚𝑚

2.6 Xác định các lực

- Lực căng đai ban đầu theo công thức: 𝐹0 =780𝑃1.𝐾đ

𝑉.𝐶𝛼.𝑧 + 𝐹𝑣Trong đó: Fv = qmV2 lực căng do lực ly tâm sinh ra

+ qm=0.178 kg/m khối lượng trên 1 m chiều dài dây (tra bảng 4.22)

+ V=10,42 m/s →Fv= 0,178 10,422 = 19,33 (N)

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Thông số kĩ thuật

Số năm làm việc: 5 năm

Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/năm, làm việc 2 ca/ngày, 8 giờ/ca

* Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):

- Tỷ số truyền: ubr1 = 3.11

- Số vòng quay trục dẫn : n1 = 473,93 ( vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 99947,23 (Nmm)

* Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):

- Tỷ số truyền: ubr2 = 3.11

- Số vòng quay trục dẫn : n2 = 152,39 ( vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 297047 (Nmm)

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM

1.1 Chọn vật liệu:

Do bộ truyền bánh răng chịu công suất nhỏ nên ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm I Theo bảng 6.1 Trang 92 Tài liệu 1, ta chọn vật liệu làm bánh răng như sau:

- Bánh chủ động (bánh răng 3, bánh nhỏ):

+ Dùng thép 45_Tôi cải thiện HB =241÷285

a) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 3 và 4:

Được xác định theo công thức (6.1) Tài liệu 1 trang 91

[𝜎𝐻] =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚

0

𝑆𝐻 𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻𝐾𝐻𝐿Trong đó:

𝑁𝐻𝑂3 = 30𝐻𝐻𝐵32,4 = 30 2452,4 = 1,62𝑥107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)

𝑁𝐻𝑂4 = 30𝐻𝐻𝐵42,4 = 30 2302,4 = 1,4𝑥107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) ● 𝑁𝐻𝐸 số chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo

+ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0 ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì

cơ sở, tra bảng 6.2 Tài liệu 1 ta có:

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚30 = 2𝐻𝐻𝐵3 + 70 = 2 245 + 70 = 560 (𝑀𝑃𝑎)

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚40 = 2𝐻𝐻𝐵4 + 70 = 2 230 + 70 = 530 (𝑀𝑃𝑎)

6.2 Tài liệu 1, ta có SH = 1 + Tạm thời lấy 𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻 = 1

Thế các dự liệu vừa tìm được vào công thức (6.1), ta được:

[𝜎𝐻3] =560 1

1,1 = 509 (𝑀𝑃𝑎)

[𝜎𝐻4] =530 1

1,1 = 482 (𝑀𝑃𝑎) Vậy ứng suất tiếp cho phép của bánh răng 3 và 4 là

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻3 ]+[𝜎𝐻4]

2 = 495,5 (𝑀𝑃𝑎) Nên KHL3 = 1 và KHL4 = 1

Được xác định theo công thức (6.2) Tài liệu 1 trang 91

[𝜎𝐹] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚

0 𝐾𝐹𝐿

𝑆𝐻 𝐾𝐹𝐶𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹Trong đó

+ SF hệ số an toàn khi tính về độ bền uốn, tra bảng 6.2 Tài liệu 1 ta được SF = 1,75

+ KFC hệ số ảnh hưởng khi đặt tải, bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1

+ 𝐾𝑎 = 43 (𝑀𝑃𝑎)1/3 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh

răng và loại răng, tra bảng 6.5 Tài liệu 1 Trang 96

+ 𝜓𝑏𝑎 = 0,4 hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.6 Trang 97 Tài

liệu 1 => 𝜓𝑏𝑑 = 0,53𝜓𝑏𝑎(𝑢 + 1) = 0,53 0,4(3,11 + 1) = 0,87

+ 𝐾𝐻𝛽 = 1,0905 hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng, tra bảng 6.7 ứng sơ đồ 4 với HB < 350

Vậy ta chọn khoảng cách trục theo Tiêu chuẩn 𝑎𝑤 = 250 (𝑚𝑚)

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 𝑚𝑛(𝑍3+ 𝑍4)

2,5(48 + 149)

2 250 = 0,985 => 𝛽 = 9,94𝑜

1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) Tài liệu 1 Trang 105, điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc:

= 0,75

+ 𝑑𝑤3 = 2𝑎𝑤

𝑢𝑡+1== 2 250

3,1+1 = 121,95 (𝑚𝑚) đường kính vòng lăn + 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣 hệ số tải trọng khi tính về độ bền tiếp xúc

● 𝐾𝐻𝛽 = 1,0905 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trộng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 Trang 98 Tài liệu 1

● 𝐾𝐻𝛼 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.Với vận tốc vòng bánh chủ động

Với: 𝛿𝐻 = 0,002 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số

ăn khớp, tra bảng 6.15 Tài liệu 1 Trang 107

g𝑜 = 73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 Tài liệu 1 Trang 107

𝑏𝑤3 = 𝜓𝑏𝑎𝑎𝑤 = 0,4 250 = 100 (𝑚𝑚) bề rộng vành răng của bánh răng 3

+ 𝑍𝑣 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng Theo (6.1) với v = 0,97 (m/s) < 5 (m/s) => 𝑍𝑣 = 1

+ Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 ÷ 1,25 μm

=> 𝑍𝑅 = 0,95

+ Với đường kính vòng đỉnh bánh răng da < 700 mm => 𝐾𝑥𝐻 = 1

Từ (1) và (2), ta được 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] => Cặp bánh răng nghiêng cấp chậm đảm bảo độ bền tiếp xúc

1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

a) Bánh răng chủ động (bánh răng 3)

Điều kiện đảm bảo độ bền uốn:

𝜎𝐹3 = 2𝑇2𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹3

𝑏𝑤𝑑𝑤3𝑚 ≤ [𝜎𝐹3] Trong đó:

+ 𝑇2 mômen xoắn trên bánh chủ động (Nmm) + m mođun pháp (mm)

+ 𝑏𝑤 chiều rộng vành răng (mm)

+ 𝑑𝑤3 đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

+ 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣 hệ số tải trọng khi tính về uốn

● 𝐾𝐹𝛽 = 1,191 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành bánh rang khi tính về uốn, tra bảng 6.7 Tài liệu 1 Trang 98

● 𝐾𝐹𝛼 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 với cấp chính xác là 9 và v = 0,97 m/s → 𝐾𝐹𝛼 = 1,37

● 𝐾𝐹𝑣 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp khi tính về uốn

𝛿𝐹 = 0,006 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số

ăn khớp, tra bảng 6.15 Tài liệu 1 Trang 107

g𝑜 = 73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 Tài liệu 1 Trang 107

+ 𝑌𝛽 hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1,25

* Ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức 6.48 Trang 110:

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻√𝐾𝑞𝑡 = 209,8 √1,25 = 234,56 (𝑀𝑃𝑎)

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

2.1 Chọn vật liệu:

Do bộ truyền bánh răng chịu công suất nhỏ nên ta chỉ cần chọn vật

liệu nhóm I Theo bảng 6.1 Tài liệu 1, ta chọn vật liệu làm bánh răng như sau:

a) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2:

Được xác định theo công thức (6.1) Tài liệu 1 trang 91

[𝜎𝐻] =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚

0

𝑆𝐻 𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻𝐾𝐻𝐿Trong đó:

+ 𝐾𝐻𝐿 = (𝑁𝐻𝑂

𝑁𝐻𝐸)

1

𝑚𝐻 hệ số tuổi thọ (lấy 𝑚𝐻 = 6 vì độ rắng mặt răng HB ≤ 350)

● 𝑁𝐻𝑂 số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về đọ bền uốn tiếp xúc:

𝑁𝐻𝑂1 = 30𝐻𝐻𝐵12,4 = 30 2452,4 = 1,62𝑥107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)

𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐻𝐵22,4 = 30 2302,4 = 1,4𝑥107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) ● 𝑁𝐻𝐸 số chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo

+ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0 ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì

cơ sở, tra bảng 6.2 Tài liệu 1 ta có:

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚10 = 2𝐻𝐻𝐵1 + 70 = 2 245 + 70 = 560 (𝑀𝑃𝑎)

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚20 = 2𝐻𝐻𝐵2 + 70 = 2 230 + 70 = 530 (𝑀𝑃𝑎)

6.2 Tài liệu 1, ta có SH = 1 + Tạm thời lấy 𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻 = 1

Thế các dự liệu vừa tìm được vào công thức (6.1), ta được:

Nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1

[𝜎𝐻1] =560 1

1,1 = 509 (𝑀𝑃𝑎)

[𝜎𝐻2] =530 1

1,1 = 482 (𝑀𝑃𝑎) Vậy ứng suất tiếp cho phép của bánh răng 1 và 2 là

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻1 ]+[𝜎𝐻2]

2 = 495,5 (𝑀𝑃𝑎)

b) Ứng suất uốn cho phép

Được xác định theo công thức (6.2) Tài liệu 1 trang 91

[𝜎𝐹] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚

0 𝐾𝐹𝐿

𝑆𝐻 𝐾𝐹𝐶𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹Trong đó

+ KFC hệ số ảnh hưởng khi đặt tải, bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1

- Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1 = aw2= 250 mm

- Hệ số chiều rộng bánh răng 𝜓𝑏𝑎 đối với cấp nhanh nhỏ hơn 20… 30% so với cấp chậm nên:

=> Tỉ số truyền thực 𝑢𝑡 = 𝑍2

𝑍1 =149

48 = 3,1

𝑐𝑜𝑠𝛽 =𝑚𝑛(𝑍2+ 𝑍1)

2,5(48 + 149)

2 250 = 0,985 => 𝛽 = 9,94𝑜

2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) Tài liệu 1 Trang 105, điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc:

● 𝐾𝐻𝛽 = 1,1014 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trộng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 Tài liệu 1 Trang 98

● 𝐾𝐻𝛼 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.Với vận tốc vòng bánh chủ động

𝑉1 = 𝜋𝑑𝑤1𝑛1

60000 =

𝜋 121,95 473,93

60000 = 3,03 (𝑚/𝑠)

Dựa vào bảng 6.13 Tài liệu 1 Trang 106, ta chọn cấp chính xác

8 Theo bảng 6.14 Tài liệu 1 Trang 107 với cấp chính xác 8 và V = 3,03 (m/s)  𝐾𝐻𝛼 = 1,06

ăn khớp, tra bảng 6.15 Tài liệu 1 Trang 107

g𝑜 = 73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 Tài liệu 1 Trang 107

𝑏𝑤1 = 𝜓𝑏𝑎𝑎𝑤1 = 0,3 250 = 75 (𝑚𝑚) bề rộng vành răng của bánh răng 1

+ 𝑍𝑣 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng Theo (6.1) với v = 3,03 (m/s) < 5 (m/s) => 𝑍𝑣 = 1

+ Với cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 ÷ 1,25 μm

=> 𝑍𝑅 = 0,95

+ Với đường kính vòng đỉnh bánh răng da < 700 mm => 𝐾𝑥𝐻 = 1

Từ (1) và (2), ta được 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] => Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

a) Bánh răng chủ động (bánh răng 1)

Điều kiện đảm bảo độ bền uốn:

𝜎𝐹1 = 2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑏𝑤𝑑𝑤1𝑚 ≤ [𝜎𝐹1] Trong đó:

+ 𝑇1 mômen xoắn trên bánh chủ động (Nmm) + m mođun pháp (mm)

+ 𝑏𝑤 chiều rộng vành răng (mm)

+ 𝑑𝑤1 đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

+ 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣 hệ số tải trọng khi tính về uốn

● 𝐾𝐹𝛽 = 1,09 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành bánh rang khi tính về uốn, tra bảng 6.7 ứng với sơ đồ 5 Tài liệu 1 Trang 98

● 𝐾𝐹𝛼 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 với cấp chính xác là 8 và v = 3,03 m/s → 𝐾𝐹𝛼 = 1,23

● 𝐾𝐹𝑣 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp khi tính về uốn

𝛿𝐹 = 0,006 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số

ăn khớp, tra bảng 6.15 Tài liệu 1 Trang 107

g𝑜 = 73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 Tài liệu 1 Trang 107

+ 𝑌𝛽 hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

𝑌𝛽 = 1 − 𝛽0

140= 1 −9,940

140 = 0,929