đồ án môn học thiết kế sản phẩm với CAD

Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công n

Lời nói đầu

Khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã nhanh chóng làm thay đổi bộ mặt thế giới Ngành công nghiệp thế giới nói chung và ngành công nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh chóng, tạo ra các sản phẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra mục tiêu đến năm 2020 nước ta cơ bản trở thành một nước công nghiệp phát triển, trở thành một nền kinh tế vững mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trong các diễn đàn kinh tế thế giới.

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp – Đại Học Thái Nguyên luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi

ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới

Qua đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ

sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực

tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Chúng

em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ thuật cơ khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ thuật cơ khí trường Đại Học Kỹ Thuật

Công Nghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của

thầy Nguyễn Quang Hưng và thầy Nguyễn Hoàng Nghị.

Ngày 14 tháng 6 năm 2013

Nhóm sinh viên: Nguyễn Văn Bình

Lê Ngọc Chính Nguyễn Ngân Giang

MỤC LỤC

PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 5

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 11

I Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 13 II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 26 III Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện trạm trục 38 PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC 42 I Chọn vật liệu 42 II Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 42 III Xác định sơ bộ khoảng cách trục 43

IV Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 44

V Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 47

PHẦN IV : CHỌN Ổ LĂN VÀ THEN CHO CÁC TRỤC 71

PHẦN VI : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ

I Thiết kế các kích thước chi tiết và vỏ hộp giảm tốc đúc 90

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển),

Nhà xuất bản giáo dục – tập 1, 2

2 Chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp) , Nhà xuất bản giáo dục – tập 1,

2

3 Giáo trình Chi tiết máy, Trường Đại học kỹ thuật công nghiệp

4 Tập bản vẽ chi tiết máy

Phần I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu , loại động cơ

Việc chọn động cơ điện dung cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản song chúng ta cần phải chọn động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc củachúng ta, phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế…Dưới đây là một vài loại đông cơ có măt trên thị trường

a Động cơ điện một chiều : Loại động cơ này có ưu chiều dễ dàng Tuy nhiên, chúng lại có nhược điểm là giá thành cao, mau hỏng hơn 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 động cơ điện xoay chiều, và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu Do đó chúng được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

b Động cơ điện xoay chiều : Bao gồm 2 loại: một pha và ba pha

- Động cơ một pha có công suất nhỏ có thể mắc vào mạng điện chiếu sángnên thường dùng trong các thiết bị dân dụng như quạt, máy giặt…

- Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ xoay chiều ba pha Chúnggồm có hai loại là: đồng bộ và không đồng bộ

+ Động cơ ba pha đồng bộ: Có tốc độ quay không đổi, không phụ thuộc vàotrị số của tải trọng và không điều chỉnh được So với động cơ ba pha khôngđồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất và cos cao, hệ số quátải 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 trườnghợp cần công suất lớn (trên 100kw), khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổicủa vận tốc góc

+ Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồngsóc Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốctrong một phạm vi nhỏ (khoảng 5), có dòng điện mở máy thấp nhưng costhấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp Do đó chỉ dùng thíchhợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền côngnghệ đã được lắp đặt Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc (còn gọi làrôto ngắn mạch) có ưu điểm là: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản.Tuy nhiên loại này lại có nhược điểm là hiệu suất và hệ số công suất thấp so vớiđộng cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc được

Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta vàđược sự chỉ dẫn của thầy cô, em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôtolồng sóc.

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảocho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không vượt quá trị số cho phép Để đảmbảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau

P - Công suất đẳng trị trên trục động cơ

P

Với: ct

lv

P - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

 - Hiệu suất chung của toàn hệ thốngTrong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên :    k .ol4 br2

Tra bảng( 2.3 ) [I] ta có:

k = 1 - Trị số hiệu suất của khớp nối

br = 0,97 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

ol = 0,99 - Trị số hiệu suất của ổ lăn

Hiệu suất chung của toàn hệ thống:

   k br2 ol4 1 0 97 0 99 , 2 , 4 0 904,

Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo côngthức sau:

P kW (5)

Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất : dc

dm

P 11,62 (kW)

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:

ndb = 60.f / pTrong đó: ndb - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

f - Tần số của dòng điện xoay chiều f = 50 (Hz)

p - Số cặp cực từ

Trên thực tế,số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000 ,1500 1000, 700, 650

và 500v/p Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giáthành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có sốvòng 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 trạm dẫn băng tải không có yêu cầu gì đặc nên ta chọn các động cơ có

p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tương ứng sốvòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 vòng/phút)

Số vòng quay của trục công tác là:

Trong đó: nct - Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

D - Đường kính tang dẫn của băng tải (mm)

v - vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u sb :

19,8 73,5

   (thuộc khoảng u nên dùng)-Theo bảng 2.4 [I]

Vậy ta chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là : ndb=1500(v/p)

1.4 Chọn động cơ thực tế

Từ(1),(2),(3)và(5)tacó: dc dc dc 11,62( )

P P P  kW và ndb=1500(v/p)Tra bảng P1.2 – tr 235 – HDĐCK 1 ta chọn được động cơ DK.63-4 với các thông số sau:

Kiểu Công suất

(kW)

Tốc độ quay(vòng/phút) Cos 

k dn

T

T

ax

m dn

T T

Khối lượng(kg)

1.5 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 đủ lớn để thắng sức ỳcủa hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

dc bd

K dc dm mm

dc

T

T P K

=> P mm dc 1 4 14 19 6,  , (kW ) (7)

Với: Tk - Momen khởi động của động cơ

Tdn - Momen danh nghĩa của động cơ

dc bd

P - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW)

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện mở máy.

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:

Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần

kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Vậy động cơ DK.63-4 thỏa mãn điều kiện làm việc đã đặt ra

2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo:

Trong đó: ndc - Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

nct - Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

Hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:

u : là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Ta có ung = 1 vì không có bộ truyền ngoài

=> u  uh  u u1. 2  19,86

Với: u1 - là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

u2 - là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp

Với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm, để nhận được kích thước tiết diện ngangcủa hộp nhỏ nhất cũng chính là để bôi trơn HGT hợp lý nhất, TST của bộ truyềnbánh răng cấp chậm u được tính theo công thức:2

K



 (9)

u u u



3 Tính toán các thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ,các chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trụccông tác

3.1 Tính công suất trên các trục

Với sơ đồ tải trọng không đổi ta có:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục.

Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

9,55.10 9,55.10 11,62

76007,53( ) 1460

dc dc

I

9,55.10 9,55.10 11,50

75222, 60( ) 1460

Mômen xoắnN.mm

I.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

1 Chọn vật liệu.

- Vì hộp giảm tốc thiết kế chịu công suất , vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là vật liệu nhóm I, có HB ≤ 350, bánh răng được tôi cải thiện nên có thể gia công răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn

- Vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 [I]

Loại

bánh

răng

Mác vậtliệu Độ rắn

Giới hạnbền b

Mpa

Giới hạnchảy ch



Trong đó :

H

S –hệ số an toàn khi tinh về tiếp xúc; tra bảng 6.2 ta có S  H 1,1

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

Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z Z Z R .v xH 1

H H0lim.K HL S H

0

lim

H

 - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

tra theo bảng ( 6.2 ) [ I]

K – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền xác định theo CT:

m H HO

HL

HE

N K

N



Với :

mH - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

NHE1 > NHO1 nên lấy NHE1 =NHO1 để tính, do đó => KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 nên lấy NHE1 =NHO2 để tính, do đó => KHL2 = 1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là :

[ H 1]=

0 1lim 1 580.1.1

527, 27( ) 1,1

H

MPa S

SF - Hệ số an toàn khi tính về uốn Tra bảng 6.2 [I] được SF = 1,75

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

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

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

Trong thiết kế sơ bộ: YR.Ys.KxF = 1

KFC - Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (đặt tải 1 phía, bộ truyền quay

1 chiều)

0

lim

F

 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Ta có : F0lim=1,8HB - theo bảng 6.2 [I]

Do NFE1 > NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó  KFL1 = 1

NFE2 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó  KFL2 = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:



c.Ứng suất cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

H

T K u



  (6.15 a) [I]

Trong đó :

Ka - hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng ( 6.5 ) [I] : Ka= 49,5( MPa1/3) với răng thẳng

T1 - momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm)

b/Góc nghiêng răng

Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng =0o

c/ Xác định số răng của bộ truyền: (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

+/ số răng bánh nhỏ : tính theo CT 6.19 [I]

1

23,37.( 1) 2,5.(4,82 1)

w

a Z

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãnđiều kiện sau:

 H

2 1 w m 1 w

m H 1 H

M

)1u.(

K.T.2.Z.Z

cos.2

 =



.m

sin

KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với bánh răng thẳng ta có KH = 1

Giá trị của vận tôc vòng được xác định theo CT (6.40)[I]

a

n1 - số vòng quay của bánh chủ động : n1=1460 (v/p)

H Hv

v b d K

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

 Thừa bền trong khoảng cho phép

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

F1 = 

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

I

2

Y

Y

][

2 1

y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng y = 1

y F1 , y F2 - Hệ số dạng của bánh răng 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương ứng , xác định như sau:

y y

Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải như lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải: Kqt = Kbd = 1,5

Vì vậy cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại để tránh biến dạng

dư gãy giòn lớp bề mặt,ứng suất cực đại Hmax= H k qt  [Hmax]

Hmax= 469,17 1,5 = 574,61 (Mpa) < [Hmax] = 1260 (Mpa)

Đồng thời để 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 1 giá trị chophép

Đường kính đỉnh răng da

da1 = d1+2.m

da2 = d2+2.m

6 2,5282,5

Đường kính đáy răng df

df1 = d1-2,5m

df2 = d2-2,5m

51,25271,25Đường kính lăn dw dw1 = 2.aw/(u+1) 57,67

- Vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 [6]

Loại

bánh

Mác vậtliệu Độ rắn

Giới hạnbền b

Mpa

Giới hạnchảy ch

H

H

Z Z K K s



Trong đó :

H

S – hệ số an toàn khi tinh về tiếp xúc; tra bảng 6.2 ta có =1,1

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

Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong thiết kế sơ bộ : Z Z Z R .v xH 1

tra theo bảng ( 6.2 ) [ I].

NHE1 > NHO1 nên lấy NHE1 =NHO1 để tính => KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 nên lấy NHE1 =NHO2 để tính => KHL2 = 1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là :

[ H 1]=

0 1lim 1 4901.1

445, 45( ) 1,1

H

MPa S

b.Tính ứng suất uốn cho phép

SF - Hệ số an toàn khi tính về uốn Tra bảng 6.2 [I] được SF = 1,75

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

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

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

Trong thiết kế sơ bộ: YR.YS.KXF = 1

KFC - Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1.( Bộ truyền quay 1 chiều)

0

lim

F

 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Ta có : F0lim=1,8HB theo bảng 6.2 [I]

Do NFE1 > NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính  KFL1 = 1

NFE2 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính  KFL2 = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:



c.Ứng suất cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

2 2

.2

H

T K u



(6.15 a) [I]

Trong đó :

Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng : ( 6.5 ) [I] : Ka= 43 ( MPa1/3) với răng nghiêng

b/Góc nghiêng răng

Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi

 = 30 40o chọn  = 32o

c/ Xác định số răng của bộ truyền: (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

+/ số răng bánh nhỏ : tính theo CT 6.18 [I]

2 os 2.190 os32

25,18.( 1) 2,5.(4,12 1)

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng xác định theo CT:

cos.2

 - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, xác định như sau:

tag  b= cost.tg = cos 23,375.tg32,637= 0,5879  b= 30,45

Giá trị của vận tôc vòng được xác định theo CT 6.40 [I]

Tra bảng 3.14 [I] với cấp chính xác 9 và v =1,177m/s ta được KH = 1,13

KHV - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số xácđịnh như sau:

W W 3

2

.1

2

H HV

V b d K

KH = 1,15.1,13.1,007 = 1.309

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền là :

 Thừa bền trong khoảng cho phép

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

2

1 1

y - Hệ số kể đến sự trùng khớp y= 1/ = 1/1,449 = 0,69   - Hệ số trùng khớp ngang   = 1,449

Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

y y

k k T

d b V

2

.

1

1 (6.46) [I]

Với : bw = 76 (mm)

dw3 = 74,22 (mm)

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải như lúc mở máy ,hãm máy với hệ số quá tải: Kqt = Kbd = 1,5

Vì vậy cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại để tránh biến dạng

dư gãy giòn lớp bề mặt,ứng suất cực đại Hmax=H k qt [Hmax]

Hmax= 407,71 1,5 = 499,34 (Mpa) < [Hmax] = 1260 (Mpa)

Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không đươc vượt quá 1 giá trị chophép

Đường kính đáy răng df

df3 = d3-2,5m

df4 = d4-2,5m

67,97299,53

Đường kính lăn dw

dw3 = 2.aw/(u+1)

dw4 = dw3.u

74,22305,79

III Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục

1.Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Chế độ bôi trơn trong hộp giảm tốc được lựa chọn theo vận tốc vòng

Ta có vận tốc vòng của bánh 2 và bánh 4 như sau:

Chiều sâu ngâm dầu tối đa của các bán răng phụ thuộc vào vận tốc vòng v

Với bộ truyền cấp nhanh có : v2 = 4,45(m/s) > 1,5 (m/s)

d

Mức dầu chung cho cả hộp là :

X Min Min X 2Min;X4Min 130,25 (mm)

X Max MaxX2 axM ;X4 axM  120,25 (mm)

Ta có: X X Min  X Max 130,25 120,25 10  (mm)

 Hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn

2.Kiểm tra điều kiện chạm trục

Gọi x1 và x2 lần lượt là khoảng cách từ bánh 3 đến trục I và từ bánh 2 đến trục III

Để bánh 3 không chạm vào trục I và bánh 2 không chạm vào trục III thì:

x1 > 10 mm ; x2 >10 mm

dsbI ; dsbIII là đờng kính sơ bộ của trục I và III.

Tớnh đường kớnh sơ bộ của cỏc trục theo CT:

3 sbi

i

P n

Đường kớnh sơ bộ của trụcIII:

3 sb

1 1

a sbI w