TNUT Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp giảm tốc với Bánh Răng Côn

Tổng hợp đầy đủ của đề án thiết kế sản phẩm với CAD Hộp giảm tốc có Bộ truyền bánh răn côn 2013 Đại học kĩ thuật công nghiệp thái nguyên TNUT. Phân phối tỉ số truyền, chọn động cơ, chọn vật liệu, thiết kế vỏ hộp giảm tốc

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Lời nói đầu

Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định

hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng Các

hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của

con người Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người

chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là một sinh viên khoa Cơ Khí Chế Tạo

Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu

từ thấy cô

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng

trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ và đúc kết

được nhữngkiến thức cơ bản của môn học Môn học Chi tiết máy là một môn khoa

học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công

dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo , nguyên lý

hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng

vaò việc thiết kế máy , vì vậy Thiết kế đồ án môn học Chi tiết máy là công việc quan

trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của em được giao là “thiết kế trạm dẫn động băng tải “ Với những

kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô

giáo , sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành được đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều

nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của

các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy để đồ án của em được hoàn

thiện hơn cũng như kiến thứcvề môn học này

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em

Thái Nguyên , Ngày 25 tháng 5 năm 2013Sinh viên :

BÙI KHẮC THÀNH NGUYỄN VĂN THANH NGUYỄN NGỌC THÁI

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1

Nhà xuất bản Giáo dục , 1999

[2] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 2

Nhà xuất bản Giáo dục , 1999

[3] Nguyễn Trọng Hiệp :

CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2

Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999

[4] Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong

TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY

Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản

song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của

chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế Dưới đây là 1 vài loại

động cơ đang có mặt trên thị trường :

+ Động cơ điện một chiều :

Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc

trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm , hãm và đảo chiều dễ dàng nhưng

chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt , khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để

đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện ,

thang máy , máy trục , các thiết bị thí nghiệm

+ Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia dình

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không đồng bộ

So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu

suất và cos cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương đối phức tạp ,

giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó 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 gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và

rôto ngắn mạch Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh

vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cos

thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi

hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt Động cơ

ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ ,

dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song

hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ , không điều chỉnh

được vận tốc

Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải dùng với các hộp

giảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc

2 Chọn công suất động cơ:

+) Ta có hiệu suất của bộ truyền :

k brc brt ol

Với: Bộ truyền che kín tốt ta có:

-k -Hiệu suất của khớp nối : k =1

-brc- Hiệu suất của các cặp bánh răng côn : brc =0,95  0,97

ct lv

- Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt

độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảm bảo điều kiện đó

cần thoả mãn yêu cầu sau:

dc dt

P : công suất định mức của động cơ;

-Pdt dc : công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:

+) Vì tải không đổi nên:

dc lv

3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và

500 v/ph Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của

động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại

yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích

thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí

nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay

đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là

Cách xác định số vòng quay đồng bộ như sau:

+) Tính số vòng quay của trục công tác:

n

+) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1000 v/ph (kể đến sự trượt

nđb = 970 v/ph); Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định:

8, 21 118,11

Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện DK63-6

Ký hiệu Công suấtP(kw) N(v/ph) cos

Mômen

vô lăngRotoKg.m2

KhốiLượng(Kg)

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

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :

Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy dủ lớn thắng sức ỳ của

hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

P  kW P  kW vậy thoả mãn điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:

Với sơ đồ tải thay đổi, để tránh cho động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải cho động

cơ theo điều kiện sau:

dc qt

Pmax 

với : Pmaxdc - công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kW);

dc dm dn

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

cơ của giá trị tải lớn nhất trong sơ đồ tải ta có :

Pmax  nên thoả mãn điều kiện quá tải cho động cơ

II Phân phối tỉ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :

u =

ct

dc

n n

Trong đó: - nđc là số vòng quay của động cơ nđc = 960 (v/ph)

- nct là số vòng quay của trục công tác nct = 118,11 (v/ph)

 u = 960

8.13118,11 

Vì không có bộ truyền ngoài hộp nên : U ng  1

Nên : 960

8,13118,11

cd h

Vì hộp giảm tốc đã cho là hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp nên tỷ số truyền của

bộ truyền bánh răng cấp chậm u2 theo công thức sau :







Trong đó: Kbe :hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn; Kbe= 0,25 ÷0,3

Ψba2 : hệ số chiều rộng bánh răng trụ; Ψba2 = 0,3 ÷ 0,4

h

u u

u

III Tính toán các thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ

số "I", "II", "III", "IV" chỉ trục số I, II, III và IV ( Trục công tác)

1 Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)

- Tốc độ quay của trục I: 960 1460

1

dc I k

n n u

- Tốc độ quay của trục II:

1

960 312,7 3,07

I II

n n u

II III

n n u

- Tốc độ quay của trục IV: 118 118

1

III IV k

n n u

2 Tính công suất trên các trục (KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: 9,86 

ct

dc lv lv

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

3 Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

3

9,55.10 9,55.10 9,86

98, 09.10 960

dc dc

dc

P T

I I

I

P T

II II

II

P T

III III

III

P T

IV IV

IV

P T

Mômen xoắn(Nmm)Trục động cơ 960

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn

đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng

Bánh lớn Thép 45 – tôicải thiện HB 192…240 750 450



+ ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+Zv : hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ KxH: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z Z KR V xH 1  

 : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Theo bảng 6.2[1], ta xác định được : 0H lim 2HB 70;S H 1,1

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 245; độ rắn bánh lớn HB2 230, khi đó:



Với mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên mH 6

N : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi nên ta có : NHE N 60.c.n.t 

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay c=1

n: số vòng quay trong 1 phút

t: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8

tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm

Ta thấy NHE NHO nên ta lấy NHE NHO để tính , do đó KHL 1

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

H

K S

H

K S



Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Dù bánh răng côn

răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song

năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp

Vì H1  H2 nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: H  H2  481,8(MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Hmax 2,8ch2 2,8.450 1260 (MPa)

1.2.2 Tính ứng suất uốn cho phép

 

0 Flim

F R S xF FC FL

F

.Y Y K K KS



+ YR: hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Khi thiết kế sơ bộ lấy  

0 Flim

 : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ S : hệ số an toàn khi tính về uốnF

N

 Với mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên mF 6

N : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi nên ta có : NFE N 60.c.n.t 

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay c=1

n: số vòng quay trong 1 phút

t: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8

tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm

Vậy ứng suất uốn cho phép :

1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Hình 1 : Truyền động bánh răng côn

1.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài

Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc:

1 2

.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: Kd = 100 MPa1/3

K u

Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [1], trục lắp trên ổ bi, độ

rắn mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [1], 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, ta có: K H 1, 203

- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

T1 = 97,59.103 (Nmm)

- H - ứng suất tiếp xúc cho phép H 500 (MPa)

Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:

- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương

đương với bánh răng côn: Z V1 Zmin  17, trong đó:

Với bánh răng côn răng thẳng: 1 1

1os

V

Z Z

 Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)

Ta có:

1 3

1

Kết hợp de1 = 89,97 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền

u = 3,07, tra bảng 6.22, [1] ta được số răng Z1p = 19

1

m tm

d m

Z

 78, 4

2,6130

be

m m

78, 4

30, 72,55

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

- Số răng bánh lớn: Z2 = u1.Z1 = 3,07.31 = 95,17 Lấy Z2 = 95 răng

x1 = 0,31 ; x2 = - 0,31Chiều dài côn ngoài:

Re 0,5.m te Z Z 0,5.3 31 95 149,89 (mm)

1.4 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

2 1

.0,85 '

 ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, [1], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng: K H 1+) K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo

công thức 6.63, [1], ta có:

1

1

12

HV

v bd K

Trong đó: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

H - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Như vậy H > H cx với chênh lệch không nhiều (<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

1.5 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:

Trong đó:

- b: chiều rộng vành răng b = 48 (mm)

- mtm: môđun trung bình mtm = 2,55 (mm)

- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động dm1 = 78,4 (mm)

- Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với răng thẳng Y 1

- Y F1,Y F2: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2

Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công

thức sau (theo [1]):

1 1

c  c

2 2

F F

Y Y

b K R

Tra bảng 6.21, [1], với các số liệu đã có  K F 1, 45

+) K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng: K F 1

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

1

12

FV

v bd K

3 1

F1 252 (MPa)

F2 236,57 (MPa)Vậy: F1cx F1 .Y Y K R S XF 252.1.1,01.1 254,52 (MPa)

F2cx F2 .Y Y K R S XF 236,57.1.1,01.1 238,9 (MPa)

Ta có: F1 103, 6 (MPa) < F1cx 254,52 (MPa)

F2 106, 2 (MPa) < F2cx 238,9 (MPa)

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

1.6 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 = 2,2

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Mà: Hmax  1260 (MPa) nên 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 Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị

Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn

các yêu cầu về quá tải

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

Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả

Chiều dài côn ngoài R e R e = 0,5m te Z + Z12 22 149,89 mm

Đường kính trung bình d m1 ; d m2 d m1(2) = (1-0,5b/R e )de 1(2) 78,11 ; 239,37mm

Chiều cao răng ngoài h e h e =2h te m te + c

h ae2 = 2h te m te – h ae1 2,07 mm Chiều cao chân răng

ngoài

h fe1 ; h fe2 h fe1(2) = h e – h ae1(2) 2,67 ; 4,53 mm

Đường kính đỉnh răng

ngoài

d ae1 ; d ae2 d ae1(2) = d e1(2) + 2h ae1(2) cos 1(2) 100,47; 286,28 mm

Góc chân răng  F1 ;  F2  F1(2) =arctg(h fe1(2) )/R e 0,463 ; 0,517

Góc côn đỉnh răng  a1 ;  a2  a1(2) =  1(2) +  F1(2) 18,533 ; 72,447

- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ

rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng

Thép 45 – tôicải thiện



+ ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+Zv : hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+ KxH: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z Z KR V xH 1  

N

 Với mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên mH 6

N : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi nên ta có : NHE N 60.c.n.t 

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay c=1

n: số vòng quay trong 1 phút

t: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8

tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm

Ta thấy NHE NHO nên ta lấy NHE NHO để tính , do đó KHL 1

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

K S

H

K S



Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Ta thấy [H]' thỏa mãn điều kiện: [H] 1, 25 Hmin 1, 25H4

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Hmax 2,8ch4 2,8.340 952 (MPa)

1.2.2 Tính ứng suất uốn cho phép

0 Flim

F R S xF FC FL

F

.Y Y K K KS



+ YR: hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Khi thiết kế sơ bộ lấy  

0 Flim

+K : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , do tải quay 1 chiều nên FC KFC 1

+ 0Flim: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ S : hệ số an toàn khi tính về uốnF

N



Với mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên mF 6

FO

N : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 6

FO

N 4.10

N : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi nên ta có : NFE N 60.c.n.t 

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay c=1

n: số vòng quay trong 1 phút

t: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : Bộ truyền làm việc 1/2 ca, mỗi ca 8

tiếng , 1 năm làm việc (2/3).365 ngày trong vòng 5 năm

Ta thấy NFE NFO nên ta lấy NFE NFO để tính , do đó KFL 1

Vậy ứng suất uốn cho phép :

Do cấp chậm chịu mô men xoắn lớn hơn nên ta sẽ tính toán a cho cấp chậm rùi cấpw

nhanh sẽ lấy theo cấp chậm để đảm bảo độ bền trục

2 3

 Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Vì bộ truyền cấp chậm là

truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [1] ta

được Ka = 43 MPa1/3

 T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T2 = 286,16.103 (Nmm)

 H': Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa

Theo bảng 6.8, [1] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mn = 3

Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng

 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức

Sơ bộ chọn góc nghiêng , với răng nghiêng thì  = 8 … 200

- Chọn sơ bộ góc nghiêng  = 100, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ:

   

0 w

1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều

kiện :

2

2 3

cos 2

b là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgb = cost.tg

2.cos(13,92 )

1,71sin(2.20, 63 ) 

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

6.14, [1] Để tra được giá trị của K H và K HVta 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

3 60.10

d n

Với dw3 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau:

w w3

99,3'' 1 2, 625 1

H HV

v b d K

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16,

[1] ta được go = 73

H

 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng

nên:  H 0, 002

Như vậy H > H cx với chênh lệch khá nhỏ là 0,6% nên có thể giữ nguyên các

kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng bw theo công thức sau (suy

 bw3 = bw4 + (5 ÷ 10) mm Vậy ta lấy bw3 = 67 mm

1.5 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:

Trong đó:

bw - chiều rộng vành răng bw = 57(mm)

dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 99,3 mm

T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2= 286,16.103 (Nmm)

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

0,595 1,68

Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Zv3 và Zv4 và hệ số dịch

chỉnh, tra trong bảng 6.18, [1] Ở đây x3 = x4 = 0

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn K F K F.K F.K FV

Với: K F 1,37 (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

F FV

v b d K

T K K 

 

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

Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng6.16, [1] ta được go = 73

F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng

F4cx F4 .Y Y K R S XF 236,57.1.1.1 236,57 (MPa)

Ta có: F3 102, 4(MPa) < F3cx 246,86 (MPa)

F4 98, 3(MPa) < F4cx 236,57 (MPa)

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

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

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại :

1.7 Các thông số cơ bản của bộ truyền

2.a cosβ

Z =

m u' +1 ; Z4 =u'.Z3

32 ; 84Đường kính vòng chia

III Kiểm Tra Điều Kiện Bôi Trơn Và Chạm Trục

1 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 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, [2] 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)

Gọi:

Xmax, Xmin: lần lượt là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu

max và min của hộp giảm tốc

X2max, X4max: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max của

bộ truyền cấp nhanh và chậm

X2min, X4min: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu min của

bộ truyền cấp nhanh và chậm

a) Mức dầu tối thiểu X min

- Với bánh răng côn:

o 2

X2max = X2min – lmax = X2min – lmin – 10 (mm)

Trong đó : lmin = b Sinδ2 – 5 = 48.Sin ( 71,93o) – 5 = 40,63(mm)

=> X2max = 102,5-40,63-10 = 51,87 (mm)

- Với cấp chậm:

Vì v = 1,62(m/s) > 1,5 (m/s) nên

X4 axM X4Min  (l2min 10) 119,84 (13,5 10) 96,34(    mm)

Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc:

Xmin = min (X2min ; X4min)=102,5 (mm)

Xmax = max (X2max ; X4max)= 96,34(mm)

Ta có chiều sâu ngâm dầu:

X = Xmin - Xmax = 102,5- 96,34= 6,16 <10 (mm)

Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn

2.Kiểm tra điều kiện chạm trục

d - đường kính sơ bộ của trục IIITheo công thức (10.9), [1] ta có:

 

3 3

0, 2

sb III

T d





Trong đó:

Với vật liệu trục là thép 45 thì   15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục

vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải

lấy   thấp xuống khá nhiều

Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III

Vậy điều kiện về chạm trục được thỏa mãn

PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT LIÊN KẾT TRONG MÁY

I TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước:

- Chọn vật liệu

- Tính thiết kế trục về độ bền

- Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục

quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

1 Chọn vật liệu

Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45

thường hóa có: b  600 MPa

- Xác định tải trọng tác dụng lên trục.

- Tính sơ bộ đường kính trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn

khớp trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít – bánh vít, lực căng đai, lực căng

xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động Trọng

lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được tinh đến ở các cơ

cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ qua

a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

Giả sử chiều quay của trục động cơ (trục I) như hình vẽ ta có sơ đồ phân tích lực

với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Lực vòng:

3 1

1 1

2 2.97,59.10

2498,78 78,11

t m

T F d

3 2

2 2

2 2.286,16.10

2390,9 239,37

t m

T F d

+ +

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Lực vòng:

3 2

3 w3

2 2.286,16.10 5763,54

99,3

t

T F d

3 3

4

w 4

2 2.731,63.10

5613, 24 260,68

t

T F d

Ở đây dùng khớp nối trục vòng đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ

thay thế và làm việc tin cậy (được dùng khá phổ biến với tải trọng trung bình)

Lấy: 1

2

0, 2 đc kn

o

T F

Do – đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen xoắn tính

toán Tt của khớp nối)

Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi:

Với: K – hệ số chế độ làm việc

Theo bảng 16-1, [2], do loại máy ta thiết kế là loại máy xích tải, chọn K = 1,5

Thay các số liệu vào (2) ta được:

Tt1 = 1,5 98,09.103= 147135 (Nmm) = 147,135 (Nm)Với Tt1 = 147,135 Nm thì dựa vào bảng 16-10a, [2], ta có: Do = 90 (mm)

Vậy ta thay Do = 90 mm và Tđc = 98,09.103 Nmm vào (1) ta được:

3 1

T d



Trong đó:

Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3), Nmm

Với vật liệu trục là thép 45 thì   15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục

vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (3) để tính đường kính đầu vào của

trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nồi với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu

phải lấy bằng (0,8…1,2)dđc

Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó

được nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác

định đường kính sơ bộ của nó

Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn

cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục