Bản Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Hộp Giảm Tốc 2 Cấp Phân Đôi 2.Pdf

MỤC LỤCPhần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍError!. Bookmark not defined.1.1 : Tính chọn động cơ điện...Error!. Bookmark not defined.- Điều kiện làm việc ban đầu: Phương án số 2

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢIPHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH.

*KHOA CƠ KHÍ***BÔ* MÔN THIẾT KẾ MÁY**

BẢN THUYẾT MINHMÔN HỌC: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP PHÂN ĐÔI GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ

SVTH: ĐINH ANH DUY

MSSV : 6151040006Lớp : kỹ thuât oto k61.1

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY

SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN

Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 290 ngày; tải trọng va

đập nhẹ, quay một chiều; xích đặt nghiêng 75 o

MM

max

=

1,4M

0,7M

t

Sai số vận tốc cho phép

Nhận xét của GVHD………

MỤC LỤC

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍError! Bookmark not

defined.1.1 : Tính chọn động cơ điện Error! Bookmark not defined.- Điều kiện làm việc ban đầu: (Phương án số 2) Error! Bookmark not defined.

Chương II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 11

2.1 : Thiết kế các bộ truyền ngoài: 11

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép: 18

2.1.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 23

2.2.3 Kiểm nghiệm về độ bền uốn: 26

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 29

Kqt=TmaxT=1 , 4 : Hệ số quá tải 29

2.2.5 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh: 31

2.3 Thiết kế bộ truyền cấp chậm: 32

2.3.1 Xác định các thông số cơ bản của bộ: 32

2.3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 33

2.3.3 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 36

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 39

2.3.5 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm 41

Phần 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI: 42

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

3.2 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II: 51

3.3 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III: 56

Phần 4: Tính chọn ổ lăn 69

4.1 Trục I Chọn loại ổ: Dựa vào điều kiện làm việc, tại các vị trí ổ trục có lực vòng Ftvà lực hướng kính F và lực dọc trục Fa Nên tại các gối đỡ 1, 2 và 3, chọn ổ bi đỡ chặn 1r dãy 694.2 Trục II: 724.4 Trục III: 74Phần 5 : Tính chọn then 78

5.1: Tính mối ghép then: Error! Bookmark not defined.1 Kiểm tra then với trục I: Error! Bookmark not defined.2.Kiểm tra then với trục II: Error! Bookmark not defined.3.Kiểm tra then với trục III: Error! Bookmark not defined.Phần 6 : CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ 78

6.1 Thiết kế vỏ hộp: Bảng 18.1 trang 85 tập 2 Error! Bookmark not defined.SVTH: Đinh Anh Duy

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 : Tính chọn động cơ điện

- Điều kiện làm việc ban đầu: (Phương án số 1) + Lực kéo trên xích tải P (kG): 880 (kG)= 8800 (N) + Vận tốc xích tải V(m/s): 0,45 (m/s)

+ Bước xích tải t (mm): 24,5 (mm) + Số răng đĩa xích tải: 20 + Thời hạn phục vụ (năm): 5 năm + Sai số vận tốc cho phép (%): 5%

- Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 290 ngày; tải trọng va đập nhẹ , quay một chiều; xích đặt nghiêng 75 o

- Tính toán công suất cần thiết: Hiệu suất chung : ƞ=ƞol

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Vậy hiệu suất chung được tính là :η = 0,994.0,983 0,93.1 = 0,8408Do tải trọng của bộ truyền không thay đổi nên ta tính tải trọng làm việc:

P1=Plv= Pv1000=8800.0,45

.(5.3600 3− )+( 0,5 P)2

.(3.3600)8.3600

Ptd≈ 0,84785 Plv≈ 3,35748

Công suất cần thiết tính trên trục động cơ: P = ct 3,96

0.8408≈4,7098(KW)Ta có P nên ta cần chọn động cơ có công suất thỏa điều kiện:ct

P đc≥ PctSố vòng quay trên trục công tác được tính theo công thức :

nlv=60000 v

Zt =60000.0,4524,5.20 =55,10204 (v

ph)

1.2: Phân phối tỉ số truyền :

Hệ truyền động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc phân đôi, theo bảng 2.4 ta sơ bộ chọn: u = 1 ; u = 12 ; u = 2,2knhx

Ta có: u = u = u u utchhxknSVTH: Đinh Anh Duy

→uch = 1.12.2,2 = 26,4Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Ta có:

uc h=nv à onra

=nsbnlv⇒ nsb=nlvuch=55,10204.26,4=1454,693(v

ph)

Chọn động cơ:

Điều kiện chọn động cơ phải thoả mãn:

{P đc ≥ P ctnđb≈ nsb

=> {Pđc≥ Pct=4,7098(KW )

nđc≈ nsb=1454,693(vg

p)Momen mở máy phải thỏa mãn điều kiện mở máy:

Thỏa mãn điều kiện : Tmm

T=1,4 ≤TkTdn

=2

Thực tế có nhiều động cơ thỏa điều kiện này, dựa vào các thông số đã cho và mục đíchgiảm bớt về kinh tế, tra bảng trang 237 (tập 1) chọn kiểu động cơ 4A112M4Y3 Có thôngsố kĩ thuật như sau :

Côngsuất(kW)

Số vòng quay(v/p)

Tdn

TkTđn

= 142555,10204=25,8611Chọn u = 12h

Tra bảng 3.1 ( trang 43 ,tập 1) với u = 12 , ta có: h + u = 4,051

+ u = 2,972Vậy ta có:

+ Tỉ số truyền cấp nhanh: u = 4,051+ Tỉ số truyền cấp chậm: u = 2,972+ Tỉ số truyền của xích: ux=2,2- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

u =u =utchn.u chậm.ux=4,05.2,97.2,2 =26,4627

∆u=|25,8611 26,4627− |25,8661 100=2,3 % ≤5 %

⇒

Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.3: Tính toán các thông số trên các trục :

- Công suất trên các trục:Ta có: Plv=Pbt = 3,96 (kW)

P3= Plvnx nol

= 3,960,99.0,93=4,30107¿)

SVTH: Đinh Anh Duy

P2= P3

nbr2

nol= 4,301070,982

.0,99=4,52365 (kW )

P1= P2

nol nbr

=4,523650,99.0,98=4,66260( kW ) =Pđc- Số vòng quay các trục:

n = n = 1425 (v/ph)1đc

n2=n1

u1=1425

4,05=351,8518

n3=n2

u2=351,8518

2,97 =118,4686

nbt=n3

ux

=118,46862,2 =53,84938- Mômen xoắn:

T1=9,55 106

.P1

n1=9,55.106

.4,52360

351,8518=122781,5827(N mm)

T3=9,55 106

.P3n3

=9,55 106

.3,9653,84938 =702292,2025 (N.mm)

Bảng đặc tính:

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Theo bảng 5.4, trang 80, với u = 2,2x

SVTH: Đinh Anh Duy

- Chọn số răng đĩa nhỏ z = 271

Số răng đĩa lớn z = 2,2.27 = 59,4 (lấy z = 60) ≤ z = 12022max

Tỉ số truyền thực tế:ut = z2/z1 = 60/27 = 2,22Sai lệch tỷ số truyền:

∆u ≤|uưut|

u 100=|2,2 2,22ư |

2,2 100=0,9 ≤2 % (đảm bảo điều kiện)

P = P k k ktzn

Trong đó: z1 = 27 kz = z01

z1=25

 k0 = 1,25 (đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc ¿60 °)

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

 ka = 1 (chọn a = 40p) kđc = 1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ = 1,2 (tải trọng va đập)

 kc = 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca) kbt = 1 (môi trường không bụi, chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7)Vậy: P = 4,30107.1,875.0,9259.1,68821 = 12,60611 (kW)t

Theo bảng 5.5 với n = 200 v/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước 01

xích p = 31,75 mm thỏa điều kiện bền mòn: P t¿ [P] = 19,3 (kW)

Đồng thời theo bảng 5.8: p ¿ p = 300 (mm)max

3/ Khoảng cách trục

a = 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)

4/ Số mắt xích

Theo công thức 5.12 ta xác định số mắt xích x: x=2 a

p+0,5.(z1+z2)+¿¿

¿2.127031,75+0,5 (27 60+ )+¿¿

* Lấy số mắt xích chẵn x = 126c

SVTH: Đinh Anh Duy

 Tính lại khoảng cách trục theo công thức:

III/ Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s = (kQ

đ Ft+F0+FV)

Tra bảng 5.2: Tải trọng phá hỏng Q = 88500 N Khối lượng 1 mét xích q = 3,8 kg Hệ số tải trọng động:

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

k = 1,2đ

v = z1 p n3

60000=27.31,75.118,4686

60000 =¿ 1,69262 (m/s) Lực vòng:

Ft = 1000 P

v =1000.4,301071,69262 =2541,07456 (N) Lực căng do lực ly tâm gây ra:Fv = qv = 3,8 (1,69262) = 10,88686 (N)22

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:F0 = 9,81.k q a = 9,81.2.3,8.1,296 = 96,624576 (N)f

+ Trong đó: k = 2 (lớn hơn 40 độ)f

 s = (1,2.2541,07456+96,624576+10,88686)88500 =28,03471

Theo bảng 5.10 với n = 200 v/ph, [s] = 8,5.Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

IV/ Đường kính đĩa xích1/ Đường kính vòng chia của đĩa xích:

d1 = sin (pπ

z1)= 31,75

sin (π27)

=273,48

(mm)

SVTH: Đinh Anh Duy

d2 = sin (pπ

z2)= 31,75

sin (π60)

z2)]=31,75[0,5+ cotg(π

60)]

= 621,70 mmdf 1=d1−2 r=273,48−2.9,62=¿ 254,24 mmdf 2=d2−2 r =606,65−2.9,62=587,41 mmVới: r = 0,5025d + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm 1

2/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

σH=0,47√kr(FtKđ+ Fvđ)E/( A kd)

Trong đó:- Fvđ là lực va đập trên m dãy xích, (N)Fvđ=13 10−7

n3p3m = 13.10-7.118,4686.31,753.1 = 4,92921 (N)- E: modun đàn hồi

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích 1kr1 = 0,396

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích 2 k = 0,22r2

- Ứng suất tiếp xúc của đĩa 1:

V/ Xác định lực tác dụng lên trục Fr = kx.Ft = 1,05.2541,07456 = 2668,128 (N)Trong đó: k hệ số kể đến trong lượng xích x

k = 1,05 (bộ truyền nằm ngang hoặc 1 góc lớn hơn 40 )x 0

Bảng tổng kết:Thông sốKí hiệuĐơn vịKết quả tính toán Ghi chú

SVTH: Đinh Anh Duy

Loại xíchXích ống con lănBước xíchP(t)mm31,75

Số răng đĩa xíchZ1/Z2 2760Tỉ số truyền thực tếut 2,2Sai lệch tỉ số truyền∆u%0,9Đường kính vòng chia đĩa

Khoảng cách trụcamm1296Lực tác dụng lên trụcFr N2668,128

Thiết kế bộ truyền Bánh Răng:

Ta có chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 290 ngày; tải trọngva đập mạnh, quay một chiều; xích đặt nghiêng 75 o

Thời hạn sử dụng 4 năm:Tổng thời gian sử dụng: 2.4.290.5=11600 (giờ)

Chọn vật liệu:

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhấthoá thiết kế và đây là bộ truyền bánh răng thẳng nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nhưsau:

Theo bảng 6.1 (trang 92 – tập 1) ta chọn:- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện.Đạt độ rắn HB=241÷285

= 2.HB + 70 (MPa)

Hệ số an toàn:

SH

= 1,1Ứng suất uốn cho phép:

σ

oF lim

Chọn độ rắn của bánh nhỏ: (Để tăng khả năng chạy mòn của răng, độ rắn của bánh răng lớn thấp hơn độ rắn của bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị)

Bánh nhỏ: HB1=255Bánh lớn: HB2=235

Suy ra : = 2×255 + 70 = 580 (Mpa)

= 1,8×255 = 459 (Mpa)

= 2×235+70 = 540 (Mpa)

= 1,8×235 = 423 (Mpa)Theo công thức 6.5 (trang 93, tập 1) , ta có : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở N = 30 HO HHB

Suy ra: N = 30 255 = 17,89.10Ho1 2,4 6

N = 30.235 = 14,71.10 Ho2 2,4 6Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi, nên ta tính theo công thức 6.7 ( 94, tập 1):

Với: c =1 : là số lần ăn khớp trong 1 lần quay

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

n =i

n1u1

:số vòng quay bánh dẫn

ti = 11600 (h) : tổng thời gian làm việc.Do N HE2≥ NHo2 nên => K = 1 và KHL1HL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định :-Theo công thức 6.1a( trang 93, tập 1) : [σ ] = σH 0Hlim KHL/SH Trong đó : S : Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2 ( trang 94, tập 1)H

→ S =1,1 ; với K = KHHL1HL2=1

Suy ra : [σH]1=

580.11,1 = 527,27 (MPa)

[σH]2

= 540.1

1,1 = 490,9 (MPa)Vì cấp nhanh sử dụng răng trụ răng nghiêng, cấp chậm cũng dùng răng trụ răng nghiêng nên :

.0 625+ 6

.0 375) =

16,38.107

-Do N FE2≥ N = 4.10 => FO 6 KFL1 =1 và KFL2 =1Ứng suất uốn cho phép :

SVTH: Đinh Anh Duy

= KFC.K /SFLFTrong đó: K = 1: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều.FC

Nên:

[σF 1]

= 459.1 1

1,75 = 262,285 ( MPa )

[σF 2]

= 423.1 1

1,75 = 241,714 ( MPa )Theo công thức 6.13 và 6.14 ( trang 94,95 , tập 1) , ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép vớibánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện có [σH]max=2,8 σch

aSVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

= 509,09 (MPa)Theo bảng 6.6 (trang 97, tập 1):

Ψba

= 0,3 Theo công thức 6.16 (trang 97, tập 1):

Ψbd=0,5 Ψba.(u ±1 )

→

=0,5.0,3.(4,05+1) ≈ 0,7575(dấu + vì banh răng ăn khớp ngoài)

.4,05 0,3 =101,199 (mm)Chọn a = 130 mm.w1

II.Xác định các thông số ăn khớp:1 Xác định modun m:

SVTH: Đinh Anh Duy

Theo công thức 6.40 ( trang 106, tập 1) :

Vận tốc vòng: V¿π dw 1 n1

60000 =π 51,48 1425

60000 =3,841 (m/s)V=3,841 (m/s) < 4 (m/s)

Tra bảng 6.13 ( trang 107, tập 1) ta được cấp chính xác là 9Tra bảng 6.14 ( trang 107, tập 1):

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng: K = 1,16Hα Theo công thức 6.41 ( trang 107, tập 1) :

KHv= 1+ vH× bw×dw 1

2× T 1× KHβ× KHα

Trong đó: Tra bảng 6.15 và 6.16 ( trang 107, tập 1) :

δ = 0,002: H hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp g = 73 : 0 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước

=> VH=δH g0 v√aw 1

u=0,002.73.3,841 √130

4,05=3,177Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

kHV=1+ 3,177.39.51,482.31247,61922 1,02.1,16=1,086Tra bảng 6.7 ( trang 98, tập 1) : K = 1,02 Hβ

=> K = KHHβ.K KHαHv = 1,02¿1,16¿1,086= 1,285Thay số tương ứng :

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

với d <700mm, K = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a) aHL Vậy [σ ] = 509,085× 1×0,95×1 =483,636 MPaHta thấy σ = 359,727 < [σ ] = 483,636 MPaHHVậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

IV.Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

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

Theo công thức 6.43 ( trang 108, tập 1):

σF 1=2 T 1 KF Y YεβYF 1bw 1 dw 1 m

≤[σF 1]

σF 2=σF 1 YF 2YF 1

140: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

→γβ=1−9,4110

140 = 0,932YF1,YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

zv1= z1cos3

β= 34cos 9,4113

( )=35,41zv2= z2

cos3

β= 137cos 9,4113

( )=142,685Tra bảng 6.18( trang 109, tập 1) :

→ nên hệ số dịch chỉnh x = 0.YF1= 3,746 (phương pháp nội suy)YF2= 3,6

Ta có: K : KFFβ.K KFαFv : Hệ số tải trọng khi tính về uốnTra bảng 6.7 ( trang 98, tập 1) : (theo sơ đồ 7)

KFβ = 1,0278 : (tra bảng 6.7) Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn

Tra bảng 6.14 ( trang 107, tập 1):

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

KFα = 1,37 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.

Theo công thức 6.46 ( trang 109, tập 1) :KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFv=1+ vF bw 1 dw 1

2 T1 K KFβFα

Theo công thức 6.47 ( trang 109, tập 1), tra bảng 6.15 và 6.16 ( trang 107, tập 1) :

δF = 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớpg = 73 : 0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2.v = 3,841 (m/s)

→ V = 0,006.73.3,841.F √130

4,05= 9,531

kFv=1+ 9,531.39 51,482.31247,61922.1,0278 1,37=1,217KF : KFβ.K KFαFv = 1,0278.1,37.1,217=1,714

Với T = 31247,61922 (N.mm)1KF = 1,639 ; Y = 0,575 ; Y = 0,932 ; Y = 3,746 ; Y = 3,6εβF1F2Thay vào công thức:

σF 1=2 31247,61922 1,639 0,575.0,932 3,746

39.51,48 1,5 = 71,488 (MPa)Theo công thức 6.44(trang 108, tập 1):

SVTH: Đinh Anh Duy

σF 2=σF 1 YF 2YF 1

=71,488.3,63,746 =68,701(MPa)

Theo công thức 6.2(trang 91, tập 1):

⇒[σF]=[σF]¿

.YR.YS KxF

Với:YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượm chân răng.YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,051 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi d <400(mm)a

[F1] = [F1].Y Y KSRXF = 262,285 1,051 1 1 ≈ 275,877 MPa[F2] = [F2].Y Y KSRXF = 241,714.1,051.1.1 ≈ 254,239 MPaVậy F1 < [F1] ; F2 < [F2]

V.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Kqt=TmaxT=1, 4 : Hệ số quá tảiĐể tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmaxkhông được vượt quá một giá trị cho phép

Theo công thức 6.48 ( trang 110, tập 1) :

(MPa)

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Ta có: Kqt=Tmax

T =1,4

σH 1 max=σH.√Kqt=356,808.√1,4 363,02= ( MPa)

Theo công thức 6.13 ( trang 95, tập 1):

Để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất uốn cực đại

σF 2 max=σF 2 Kqt=68,701.1,4 96,1814= (MPa)

σF 1 max<[σF 1]max=464(MPa)

σF 2 max<[σF 2]max= 360(MPa)

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về độ quá tải

SVTH: Đinh Anh Duy

VI.Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh:

Đường kính chia

d1

d2

d =(m.z )/cosβ11=(1,5.34)/cos9,411= 51,7 (mm)d =(m.z22) )/cosβ

SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Trong đó: Tra bảng 6.5; 6.6 ; 6.7 ( trang 96, 97, 98 ) :

Ka = 43 (MPa ) : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp Bánh răng và loại răng 1/3 u = 2,972

T2¿122781,5827 (N.mm), Vì phân đôi nên T ’= 2 T

2 = 61390,79134

Ψbd=0,5 Ψba.(u+1)=0,5.0,3 (2,97 1+ )=0,5955ψbd= 0,5955 (sơ đồ 3) → chọn K = 1,069 (phương pháp nội suy)Hβ SVTH: Đinh Anh Duy

= 509,09 (MPa)

=> a = 43 (2,97+1)w2 .3

√61390,7913.1,069509,092

×2,97×0,3=112,235(mm)

Chọn aw2 = 145 (mm) II Xác định các thông số ăn khớp:

Chọn z = 40 răng1

z = u2 2.z1 = 2,97.40= 118,8SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Chọn z = 119 răng 2 Do đó ta sẽ có tỷ số truyền thực là u =119/40 = 2,975m

Sai lệch tỷ số truyền ∆u=|um−u|

u =2,975 2,97−2,97 ×100 %≈0,168% < 2% (thỏa mãn) Ta tiến hành tính lại góc nghiêng : theo (6.32) ta có 

III.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σ được tính theo công thức 6.33 ( trang 105, tập 1) , thỏa mãn:H

: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Theo công thức 6.35 ( trang 105, tập 1):

tgβb

=cosαt

.tgβTheo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) :Góc profin gốc α=200

SVTH: Đinh Anh Duy

Vì là răng nghiêng không sử dụng dịch chỉnh:

εβ = bw 2.sin (β )

π m =43,5.sin (34,672)

π 1,5 =5,251Theo công thức 6.36c ( trang 105, tập 1) :

ta tính Theo công thức 6.38b ( trang 105, tập 1) :

εα=[1,88 3,2.− (1

z1+1

z2)] cosβ=[1,88 3,2.− (1

40+ 1119)] cos(34,672 )=1,458=> zε=√ 1

1,458=0,828KH = KHβ.K KHαHv Tra bảng 6.7 ( trang 98, tập 1), ta có : K = 1,069HβSVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw 2=2 aw 2u+1=

2.1452,97+1=73,04 (mm)Theo công thức 6.40 ( trang 106, tập 1) :Vận tốc vòng theo:

V¿π dw 2 n260000 =π 73,04 351,8518

60000 =1,345 (m/s)V=1,345 (m/s) < 4 (m/s)

Tra bảng 6.13 ( trang 106, tập 1), ta chọn cấp chính xác là 9.Tra bảng 6.14 ( trang 107, tập 1):

→ K = 1,13 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng HαTheo công thức 6.41( trang 107, tập 1) :

g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

=>VH=δH g v 0 √aw 2

u=0,002.73.1,345 √145

2,97=1,372 (m/s)Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

SVTH: Đinh Anh Duy

kHv=1+ 1,372.43,5 73,042.61390,79134 1,069.1,13=1,029 kH = KHβ.K KHαHv = 1,069¿

1,13¿

1,029= 1,243Thay các giá trị:

với d <700mm, K = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a) aHL Vậy [σ ] = 509,085× 1×0,95×1 =483,636 MPaHta thấy σ = H 321,55< [σ ] = 483,636 MPaHVậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

IV Kiểm nghiệm vể 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

Theo công thức 6.43 ( trang 108, tập 1) :

σF 1=2 T2 KF Yε YβYF 1bw2 dw 2 m≤[σF 1]

σF 2=σF 1 YF 2YF 1

≤[σF 2]

Theo công thức 6.44 ( trang108, tập 1) : SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Trong đó: T = 61390,79134 (N.mm): 2’ Moment xoắn trên bánh chủ động

bw2 = 43,5 (mm): Chiểu rộng vành răngdw2 = 73,04 mm: Đường kính vòng lăn bánh chủ động

Yε=1

εα: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε là hệ số trùng khớp ngang.α Yε= 1

1,458=0,685 Yβ=1−β°

140: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng¿>Yβ=1−34,672

o

140 = 0,752YF1,YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

zv1= z1cos3

β= 40cos 34,6723( )=71,90zv2= z2

cos3β= 119cos 34,6723( )=213,93

Tra bảng 6.18 ( trang 109, tập 1) , Hệ số dịch chỉnh : x=0

YF1= 3,614 (phương pháp nội suy)YF2= 3,6

KF = KFβ.K KFαFv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

SVTH: Đinh Anh Duy

Tra bảng 6.7 ( trang 98, tập 1) KFβ = 1,168 (sơ đồ 3): Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng khi tính về uốn (dùng phương pháp nội suy)

Tra bảng 6.14 ( trang 107, tập 1) KFα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.Theo công thức 6.46 ( trang 109, tập 1) :

KFv=1+ vF bw 2 dw 2

2 T2

' KFβ KFα

Theo công thức 6.47 ( trang 109, tập 1)

Tra bảng 6.15, 6.16 ( trang 107, tập 1)δF= 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.g = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2.0v = 1, (m/s)

→ V = 0,006.73.1,345.F √145

2,97 = 4,118

kFv=1+ 4,118.43,5.73,042.61390,79134.1,168 1,37=1,066KF = KFβ.K KFαFv = 1,168.1,37.1,066=1,706

Với T = 61390,7913 (N.mm)2KF = 1,706; Y = 0,685; Y = 0,752; Y = 3,614; Y = 3,6εβF1F2SVTH: Đinh Anh Duy PAGE \* MERGEFORMAT 96

Thay vào công thức:

σF 1=2.61390,7913 1,706 0,685.0,752 3,614

43,5.73,04 1,5 = 81,984 (MPa)Theo công thức 6.44 ( trang 108, tập 1) :

σF 2=σF 1 YF 2YF 1

=81,984.3,63,614 =81,666(MPa)

Theo công thức 6.2 ( trang 91, tập 1):

⇒[σF]=[σF]¿

.YR.YS KxF

Với: Y = 1: R Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượm chân răng.YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,051 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi da¿

400(mm)

[F1] = [F1].Y Y KSRXF = 262,285 1,051 1 1 ≈ 275,877MPa[F2] = [F2].Y Y KSRXF = 241,714.1,051.1.1 ≈ 257,239 MPaVậy F1 < [F1] ; F2 < [F2]

V.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải :

Kqt=TmaxT =1,4 SVTH: Đinh Anh Duy