đồ án môn cơ sở thiết kế máy

Thông qua đồ án nôn Cơ sở thiết kế máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế k

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4

1 Số liệu đầu vào: 4

2 Tính tải trọng trên trục công tác 4

3 Chọn động cơ: 4

3.1 Công suất cần thiết của động cơ 4

3.2 Phân phối tỷ số truyền 5

3.3 Sai lệch tỷ số truyền sơ bộ“ 6

3.4 Công suất trên các trục: 6

3.5 Số vòng quay trên các trục: 6

3.6 Moment xoắn trên các trục: 6

CHƯƠNG 2 Thiết kế bộ truyền đai thang 8

1 Chọn loại đai dựa vào công suất và số vòng quay theo đồ thị sau: 8

2 khoảng cách trục a: 9

3 Chiều dài đai L được xác định theo công thức: 9

4 Góc ôm đai α1 10

5 Số đai z được tính theo công thức: 10

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: 11

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

1 Thông số kĩ thuật: 14

2 Bộ truyền bánh răng nghiên 14

2.1 Chọn vật liệu: 14

2.2 Xác định ứng xuất cho phép: 14

2.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép: 15

2.4 Ứng suất uốn cho phép: 15

2.5 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức 15

2.6 Mô đun, số răng, góc nghiên của răng 16

3.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: 17

2.7 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc 17

2.8 Ứng sức uốn tính toán 18

2.9 Tính lực tác dụng lên trục: 19

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 20

1 Chọn vật liệu 20

2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 20

2.1 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng 20

2.2 Lực tác dụng từ bộ truyền đai và khớp nối 20

3 Xác định sơ bộ đường kính trục 20

3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 21

3.2 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 22

3.3 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm 26

3.4 Kiểm Nghiệm trục khi quá tải đột ngột 28

4 Tính mối ghép then 29

CHƯƠNG 5 TÍNH TOÁN Ổ LĂN 30

1 Chọn loại ổ lăn 30

2 Chọn cấp chính xác 30

Cấp chính xác của hộp giảm tốc được chọn là cấp 0 30

3 Chọn kích thước ổ lăn theo khả năng tải động 30

3.1 Trục I 30

3.2 Trục II 31

CHƯƠNG 6 THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 33

1 Thiết kế vỏ hộp Tính toán thiết kế vỏ hộp 33

2.6 kiểm tra mức dầu 36

3 Bôi trơn, che kín hộp giảm tốc 36

3.1 Bôi trơn hộp giảm tốc 36

3.2 Bôi trơn che kín bộ phận ổ 37

4.5 Lắp ghép bánh răng 39

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.

Thông qua đồ án nôn Cơ sở thiết kế máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắpghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phươngpháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ ánchi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫnđộng cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làmquen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổnghợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khithực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong đượcsự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo.

Em xin chân thành cảm ơn cô giáo Vũ Thị Thu Trang đã hướng dẫn tận tình và choem nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này.

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG1.1.Tính toán chọn động cơ điện.

1.1.1.Cơ sở chọn động cơ điện.

Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ( ngắn mạch)

1.1.2.Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ xác định theo công thức: Pct = Pt

ŋt = 11,820.88 = 13,36 (kW)Pt: Công suất tính toán trên trục máy công tác, đối với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc Pt xác định theo công thức:

T2 = 0,8Tt2 = 0,3T3 = 0,5Tt3 = 0,3P1 =

14.5(kW)

nlv =190(v/ph)

Pt = Ptd = √∑Pi2 ti

√ ∑(PiP1)

= 11.82 (kW)Với:

P1, T1: Công suất lớn nhất và momen lớn nhất trong các công suất và momen tác dụng lâu dài trên trục máy công tác (kW),(Nmm), P1 = Plv

Plv: công suất làm việc của hệ dẫn động.Pi, Ti: công suất và momen tác dụng trong thời gian ti trên trục máy công tác, (kW), (Nmm)

Các trị số Ti/T và ti cho trên đồ thị thay đổi tải trọng.- Hiệu suất của hộp giảm tốc

ŋh = ŋôl2 ŋbrt = 0,992 .0,96 = 0,940896- Hiệu suất của hệ thống được xác định theo công thức: ŋt = ŋđ ŋh = 0,95.0,940896= 0,88

Với : ŋt : hiệu suất của hệ thống ŋđ: hiệu suất truyền động đai

ŋh: hiệu suất của hộp giảm tốc ŋôl :hiệu suất của ổ lăn

ŋbrt: hiệu suất bánh răng trụ(ŋđ, ŋbrt, ŋôl tra bảng 2.3 trang 19 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập1)

1.1.3.Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ.

- Số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ được xác định sơ bộ như sau: nsb = nlv utbs = 190 7,5 = 1425 (v/ph)

- Tỷ số truyền tổng sơ bộ của hệ dẫn động: utsb = uđsb uhsb = 2,5 3 = 7,5Với uđsb ; tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động đai uhsb: tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc (chọn uhsb, uđsb chịn theo bảng 3.2 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập1) Chọn : uhsb = 3 uđsb = 2,5

1.1.4.Chọn động cơ điện

{ Pđ c=Pctnđ c≈ nsbTKTdn≥

TmmT

Pct = 11,82 (kW)

Chọn: ŋđ= 0,95 ŋbrt= 0,96 ŋôl=0,99

Nsb = 1425 (v/ph), Tmm

T = 1,4- Trong đó :

(Pđc, nđc, nsb, Tk, Tdn: lần lượt là công suất, số vòng quay đồng bộ, số vòng quay sơ bộ, momen khởi động và momen danh nghĩa trên trục động cơ

Pct, Tmm, T : lần lượt là công suất cần thiết, momen mở máy và momen danh nghĩa của hệ dẫn động)

Từ điều kiện trên và phụ lục 1.2 trang 235 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập1 Ta chọn được động cơ điện là

Thông số kĩ thuật động cơ điện Kiểu động

cơ

Công suất (kW)

Số vòng quay (v/ph)

Tdn

Khối lượng4A160S4Y

3

1.2.Phân phối tỷ số truyền

- Tỷ số truyền lý thuyết cảu hệ thống xác định theo công thức: ult = ndc

nlv = 1460190 = 7,68- Xác định tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc: uhsb = u¿

udsb = 7,682,5 = 3,07 Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc uh = 3 - Tính lại tỷ số truyền của đai:

ud = u¿

uh = 7,683 = 2,5

1.2.1.Xác định công suất, tần số quay và momen xoắn trên các trục

- Trục động cơ Pđc = Pct = 13,36 (kW) Tđc = 9,55.106.Pct

nđ c ( Nmm)- Trục 1:

P1 = Pct ŋđ ŋôl = 13,36 0,95 0,99 = 12,56 (kW) n1 = nđc / uđ = 1460/3,07 = 584 (v/ph)

T1= 9,55.106.P1

n1 =9,55.106 12,56584 = 205437 (N.mm)- Trục 2:

P2 = P1 ŋbrt ŋôl = 12,56 0,95 0,99 = 11,94 (kw) n2 = n1 / uh = 584 /3,07 = 190 (v/ph)

Tỷ số truyền

Momen xoắn (N.mm)

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THANG

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

- Loại: có thể dùng 2 loại : đai thang thường và đai thang hẹp.

Đai thang thường: dung phổ biến, ta chọn loại này ( chọn khi v¿25m/s)Đai thang hẹp: dùng khi v¿40m/s

- Tiết diện: để chọn được tiết diện đai ta dựa vào vận tốc và công suất truyền Vớivận tốc v¿25 m/s nên chọn loại đai thang thường

Dùng hình 4.1 trang 59 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) và dựa vào công suất truyền và số vòng quay của bánh nhỏ ta chọn được loại tiết diện đai.

Các thông số của loại đai thang được chọn là:

tích tiếtdiện A (mm)

Đường kính bánh nhỏ (mm)

Chiều dàigiới hạn (mm)

0- Hình vẽ mặt cắt tiết diện đai:

bbtYo

h

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.1 Đường kính của bánh đai nhỏ d1:

Dùng bảng 4.1131 trang 58 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) vàdãy đường kính tiêu chuẩn ta chọn được:

d1 = 140 (mm)- Vận tốc vòng của đai:

V1 = π d1 nđc

60.1000 =10,7 (mm/s)- Đường kính bánh lớn d2 được tính theo công thức:

d2 = d1.uđ.(1- ε ) = 140.3,07(1 – 0,01) = 353,5 (mm)Với ε là hệ số trượt (ε = 0,01≈ 0,02) , chọn ε = 0,02

hệ dẫn động cơ khí tập 1): d2 = 355 (mm).- Tính lại tỉ số truyền thực tế:

Udtt = d2

d1.(1−ε) = 140.(1−0,02)355 = 2,56Trong đó d1, d2 đều đã được chọn theo tiêu chuẩn- Sai số tỉ số truyền:

∆u = ( uđ – uđtt) / uđ = ( 2,56-2,5) / 2,5 = 2,4%<4%( thoa man)( Sai lệch tỉ số truyền trong khoảng ± 4 %)

2.2.2 Khoảng cách trục a:

- Theo bảng 4.14 trang 60 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

Có uđ = 2,5 ta tra bảng và nội suy , được a/d2 = 1- Tính khoảng cách trục a sơ bộ :

asb = (a/d2).d2 = 1 355 = 355(mm) - Kiểm tra điều kiện bền:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) 0,55( 140 +355) + 86≤ a ≤ 2(140 + 355)282,7 ≤ a ≤ 990(mm)

2.2.3 Chiều dài đai l:

- Tính l theo công thức:

l = 2a + π.(d1 + d2)/2 + (d2 – d1)^2 / (4a) = 2.355+ π.(140 + 355 )/2+ (355-140) / (4.355) = 1520 (mm)

Lấy l theo tiêu chuẩn ( theo bảng 4.13 trang 58 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1).

Chọn l = 1600(mm) - Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai: i = Vl ≤ [imax] = 10

- Trong đó: λ = l –π.( d1 +d2) / 2 = 822,4 (mm) ∆ = (d2 – d1)/2 = (355-140)/2 = 107,5 (mm)

2.2.4.Tính góc ôm của đai α1 trên bánh đai nhỏ

Cα: hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15 trang 61 và nội suy được Cα=0,92

C1: hệ số ảnh hưởng của chiều đài đai tra bảng 4.16 trang 61 và nội suy được

[Po].Cα C1 Cu Cz = 3,38.0,95.0,95 1,14 0,9513,36.1 = 4,05

2.4 Xác định kích thước của bánh đai

- Chiều rộng bánh đai BB = (Z – 1).t + 2e = (5 -1).19 + 2.12,5 = 82(mm)(trong đó t = 19, e = 12,5 , ho = 4,2 theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 )

- Đường kính ngoài da:da = d + 2h0

+ Bánh nhỏ: da1 = d1 + 2.h0 = 140+2.4,2 = 148,4 (mm)+ Bánh lớn: da2 = d2 + 2.h0 = 355+ 2.4,2 = 363,4 (mm)

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

- Lực căng ban đầu trên 1 đai F0: F0 = δ A 1= 285 (N) (𝞭=1.2MPa) - Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr:

Fr = 2.F0.Z.sin(α1/2) = 2.285.3.sin(149,8/2) = 2197(N)

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG TRỤ

3.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc.

Chọn chỉ tiêu thiết kế: Các cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc được ngâm trong dầu nên dạng hỏng trủ yếu là bong tróc bề mặt răng vì thế các bộ truyền này được thiết kế theo chỉ tiêu độ bền tiếp xúc để tránh tróc mỏi bề mặt răng.

3.1 1 Chọn vật liệu

Thép để chế tạo bánh răng được chia làm hai nhóm chính - Nhóm I có độ rắn HB  350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn không bị gãy giòn khi chụi tải động.

- Nhóm II có độ rắn HB >350, bánh răng thường được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon, thấm nitơ v.v…độ rắn cao hơn, do đó ứng suất cho phép tăng, dẫn đén khả năng tải và khả năng chị mòn và chống dính cao Tuy nhiên

cần phải nhiệt luyện khi cong vênh… Vì hộp giảm tốc chịu tải nhỏ và trung bình nên ta chọn nhóm I Mặt khác bánh nhỏ làm việc với chu trình lớn gấp uh lần bánh lớn nên HB2 = HB1 –(10÷15)HB, dựa vào bảng 5.1 sách “Thiết kế môn học Chi tiết máy”

Ta chọn cả hai bánh cùng thép nhóm 1:

Kết quả chọn vật liệu:

bền(Mpa)

Giới hạn chảy (Mpa)

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép:

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] = σ0

H lim.ZR.Zv.KXH.KHL/SH Trong đó khi tính toán sơ bộ lấy tích ZR.Zv.KXH = 1 SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 5.2 ta được; SH=1,1.

σ0

(sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ) σ0

H lim = 2HB + 70 MPa => σ0

=> NH01 = 30.2452,4 = 16.106 => NH02 = 30.2302,4 = 14.106 Với HB: độ cứng Brinen

NHE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Bánh nhỏ: NHE1 = 60.c.n1∑ti∑(Ti

Tmax)3 ti

∑ti (3.5) =60.1.584.11508 =4.108

Bánh lớn: NHE2 = NHE1/u2 =4.108/3,07 =1,3.1108 Ta thấy NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 nên lấy KHL1 =KHL2 = 1.

Định ứng suất tiếp xúc cho 2 bánh:

Bánh 1: [σH]1 = σ0

H lim1/SH = 560/1,1 = 509 (MPa) Bánh 2: [σH]2 = σ0

H lim2/SH = 530/1,1 = 481 (MPa)Vì là bộ truyền bánh răng nghiêng nên [σH] cho cả hai bánh là:

[σH]'= min([σH]1,[σH]2) = [σH]2 =495(Mpa)

b) Ứng suất uốn cho phép :

[σF] = σ0

Flim.YR.YS.KFC.KXF.KFL/SF Trong đó khi tính sơ bộ lấy tích YR.YS.KXF = 1

SF -Hệ số an toàn về uốn, tra bảng 6.2 Trang 94, SF = 1,75.

σ0Flim -Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở, bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ) có:

σ0Flim = 1,8HB => σ0

Bánh nhỏ: NFE1 = 60.c.n1∑ti∑(Ti

Tmax)6 ti

∑ti (3.12) => NFE1 = 60.1.584.11508 = 4.108

-Ứng suất uốn cho phép quá tải:

Đối với các bánh răng có HB < 350 [σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580= 252 (Mpa) [σF2]max ¿ 0,8.σch2 ¿0,8.450 ¿ 236 (Mpa)

3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

aω = Ka.(uh+1).3

√T1KH β

[σH]2uhψba u - tỷ số truyền; u = 3,07.

T1 – momen xoắn trên trục chủ động; T1 = 205437 Nmm Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng, tra bảng 5.3: Ka = 43(Mpa1/3)

ψba - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng, tra bảng 5.4; ψba = 0,5.

KHβ - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 5.5; KHβ = 1,06.

Vậy hệ số chiều rộng tương đối của bánh răng là:

Ψbd = 0,5Ψba.(uh+1) = 0,5.0,4.(3,07+1) = 1,08

[σH]2 -Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2, [σH]2 = 495 (Mpa)

3.1.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dich chỉnh

Góc nghiêng của răng trên hình trụ chia ¿12,4 , ta có

Zt = Z1 + Z2 =28+86 = 114 (răng) Tính chính xác lại khoảng cách trục:

3.1.5.Kiểm nhiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức:

β – Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: β=0

=> ZH = √sin 2.23,52 = 1,67 +) Zε –Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Zε = √ε1α

εα = 1,88 – 3,2(1/Z1+1/Z2) = 1,88 – 3,2(1/28 + 1/86) = 1,613

+) dω1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dω1 = 2.aω/(u2tt+1) =71 ,74 (mm) +) Vận tốc vòng:

v = π.dω1.n1/60.1000

-Theo bảng 5.9 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ) chọn cấp chính xác cho bộ truyền với 2 < v < 6 m/s thì có hệ số cấp chính xác bằng 8.

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHβ.KHα.KHv

KHβ – hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, tra bảng 5.5(sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ); KHβ = 1,06

KHα – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với bánh răng trụ răng thẳng, KHα = 1,13

KHv – hệ số tải trọng động; KHv = 1 + vH.ψba aω dω 1

2.T1 KH β KH α

KHv = 1 +2.TvH.ψba aω dω 1

1 KH β KH α = 1,03 - Hệ số KH = KHβ.KHα.KHv = 1,23

=> σH = 481,1 (MPa) - Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

Đối với hộp giảm tốc răng trụ răng thẳng thì: [σH]’ = [σH]2 = 495 (Mpa).

Có v = 2,262 (m/s) < 5(m/s) nên lấy Zv = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, chọn ZR = 0,95.

KXH – hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng, da < 700 nên chọn KXH = 1.

[σH]cx= 495.0,95.1 = 470,25 (MPa)-Chênh lệch giữa σH và [σH]cx:

|σH−[σH]cx

[σH]cx | 100% = 2,307% < 4% ( thỏa mãn) -Tính lại chiều rộng bánh răng là:

bw = ψba.aw Làm tròn bw = 73 (mm) -Chiều rộng của các bánh răng: Bánh nhỏ : b1= 1,1.bw = 1,1.73 = 80 (mm) Bánh lớn : b2 = bw = 73 (mm)

3.1.6.Kiểm nhiệm răng về độ bền uốn

-Độ bền uốn của các bánh răng được kiểm nghiệm theo các công thức:

σF1 = 2T1 KF.YF 1

bω dω1 m ≤ [σF1]

σF2 = σF1

YF 2YF 1 ≤ [σF1]

-Trong đó YF 1 và YF 2 – hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, nội suy theo bảng 5.14; YF 1=3,9; YF 2 =3,6.

KF = KFβ KFα KFv KFβ - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính uốn, tra bảng 5.5; KFβ = 1,16

KFα - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng thẳng KFα = 1,37

KFv - hệ số tải trọng động, khi tính uốn :

KFv = 1+ vFbωdω 1

2T1KF αKF β Trong đó:

m : môđun bánh răng, m = 2.5 bw : chiều rộng vành răng, bw =65(mm) dw1 : đường kính vòng lăn của bánh chủ động, dw1 = 82.5 (mm) vF = δFg0v√aω

Trong đó: δF – hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11; δF = 0,002 g0 – hệ số ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12 g0 =56

=> vF =1,7(m/s) => KFv = 1,01

=> KF = 1,16.1,01.1,1,37=1,58 [σF1]cx, [σF2]cx ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ và bánh lớn [σF]cx = [σF] YR YS.KxF

Trong đó : Đường kính vòng đỉnh bánh lớn d < 400 (mm) nên lấy KXF = 1; YR : hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn của chân răng YR = 1 YS : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất YS = 1,08 – 0,0695.ln(2.5) = 1.064

σF1= 104,7 MPa < [σF1]= 252 MPa => nằm trong khoảng cho phép.

σF2= 96,6 MPa < [σF1]= 236 MPa => nằm trong khoảng cho phép.

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn.

3.1.7 Kiểm nhiệm độ bền răng khi quá tải

-Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không được vượt quá trị số cho phép:

σHmax = σH.√Kqt ≤ [σH]max Trong đó:

[σH]max = 1260 MPa Kqt –Hệ số quá tải cho ở đồ thị tải trọng , Kqt = 1,4 σH = 4 (MPa)

=> σHmax = 481,1.√1,4 = 569,24 (MPa) < [σHmax] = 1260 (Mpa) (1) -Kiểm tra sức bền uốn khi quá tải cho cả hai bánh:

σFmax1 = σF1.Kqt ≤ [σFmax1] -Trong đó

σF1 = 104,7 MPa

Kqt = 1,4

[σFmax1] = 0,8σch = 0,8.580 = 464 MPa=> σFmax1 = 104,7.1,4 = 146,58 MPa < [σFmax1] = 464 (MPa) (2)σFmax2 = σF2.Kqt ≤ [σFmax2]

Trong đó: σF2 = 96,6 (MPa) [σFmax2] = 0,8σch = 0,8.450 = 360 (MPa)

=> σFmax2 = 96,6.1,4 = 135,24 (MPa) < [σFmax2] = 360 (MPa) (3) Từ (1), (2) và (3) kết luận: các bánh răng đủ bền khi quá tải.

3.1.8.Các thông số bộ truyền

Kết quả tính toán các thông số bộ truyền bánh răng trụ

SttThông sốKý hiệuKết quảĐơn vị

3.1 9 Tính toán bôi trơn

- Bôi trơn hộp giảm tốc nhằm giảm mất mát do ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo

toát nhiệt tốt và đè phòng các tiết máy bị han gỉ - Dùng phương pháp bôi trơn bằng cách ngâm bánh răng trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm mát được bộ truyền.

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng, phương pháp bôi trơn ngâm dầu được dùng khi Vận tốc vòng v ≤ 12 m/s Ở đây ta tính toán cho trường hợp bôi trơn ngăm dầu.

Các mức dầu:

- Mức dầu min phải ngập hết chân răng bánh lớn;- Mức dầu max không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng bánh lớn (tính từ đỉnh răng).

- Khoảng cách giữa hai mức dầu Δu = (u là:Δu = (u = df 2