thuyết minh đồ án chi tiết máy hộp khai triển

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ  db Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khốilượng và giá thành động cơ càng giảm vì số đôi cực giảm trong khi đó hiệusuất

LỜI NÓI ĐẦUHiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại nhữnglợi ích cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng caođời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khuvực cũng như trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trongnhững năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học KỹThuật Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường

kỹ thuật nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rènluyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường cóthể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đấtnước trong thế kỷ mới

Qua đồ án này em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp emhiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biếtcòn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em khôngtránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộmôn và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng 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 và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo Th.S Nguyễn Đình Ngọc

Ngày 07 tháng 01 năm 2014

Sinh viên thực hiện

Hứa Văn Vũ

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 , và tập 2

CHI TIẾT MÁY, tập 1 và tập 2Nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội 1999

Quy ước ký hiệu trong tập thuyết mình thiết kế:

Bảng 10.8 [1] – đọc là: Bảng 10.8, tài liệu 1

P12.2[1] – đọc là: Bảng Phụ lục 12.2, tài liệu 1

Phần 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện

Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cầnchọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảmbảo yếu tố kỹ thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp

+ Động cơ điện một chiều: Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thayđổi tỷ 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, khókiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùngtrong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thínghiệm…

+ Động cơ điện xoay chiều:bao gồm 2 loại đồng bộ và không đồng bộ

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng

có nhược điểm; thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị đểkhởi động động cơ Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suấtlớn (>100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

- Động cơ ba pha không đồng bộ: gồm 2 kiểu rô to dây cuốn với rôto lồngsóc

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơngiản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ

ba pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc

Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta em

đã chọn “Động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc”.

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, khi động cơ làmviệc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy:

dc lv

lv

P P

 : hiệu suất chung của trạm dẫn động

Do tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác nên:

ct lv

ct dtr P

P 

1000

5 , 2 5000 1000

P P

mà hiệu suất chung của trạm dẫn động:

4 0 2

br:: Hiệu suất của 1 cặp bánh răng

0l:: Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

k:: Hiệu suất của nối trục đàn hồi.

Tra hiệu suất trong bảng “ trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:trong sách” tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” PGS TS Trịnh Chất Lê VănUyển ta được

 = 1 0,972 0,994= 0,9

9 , 0

5 , 12

p

Vậy theo điều kịên trên động cơ phải có công suất:

9 , 13



dc dm

1.1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ  db

Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khốilượng và giá thành động cơ càng giảm (vì số đôi cực giảm) trong khi đó hiệusuất và hệ số công suất (cos) càng tăng Vì vậy người sử dụng muốn dùngđộng cơ có số vòng quay cao

Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng quá cao lại yêu cầu giảm tốc nhiềuhơn, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn Do đó kíchthước, khối lượng bộ truyền lớn, giá thành cácbộ truyền tăng Vì vây khi thiết kếphải phối hợp cả hai yếu tố trên, đồng thời căn cứ vào sơ đồ hệ thống dẫn độngcần thiết để chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ Theo tiêu chuẩn có các

số vòng quay: 3000v/ph; 1500v/ph; 1000v/ph; 750v/p; 600v/ph; 500v/ph

+ Chọn ndb phải thoả mãn điều kiện:

db sb

n

n

u   und

Trong đó:

nct: Số vòng quay trên trục công tác

ndb: Số vòng quay đồng bộ của động cơ

und: tỷ số truyền nên dùng

+ Số vòng quay của trục công tác

) ( 112 25

, 31 42

5 , 2 10 60

10

ph

v t

50 60

60

ph v p

n

n u

Mà hộp giảm tốc 2 cấp có tỷ số truyền trong khoảng (840)

Vậy und= (840)  Số vòng quay đồng bộ của động cơ trong khoảng ndb =(971,84859)

Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ :

ndb= 1500v/ph ( Vì usb=13,04 und(840))

1.1.4 Chọn động cơ

Căn cứ vào công suất đẳng trị p dm dc P ct dc;n dcn db

Theo bảng P1.3.[1] các thông số kỹ thuật của động cơ 4A ta chọn đượcđộng cơ 4A160S4Y3

Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A160S4Y3

Kýhiệu Công suất

P(KW)

Vận tốc quay N(v/

ph)

Cos % T max /T dn T k /T dn

4A160S4Y3 15,0 1460 0,88 89 2,2 1,4

1.1.5 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 mở máy đủ lớn đểthắng sức ỳ của hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theocông thức

Vậy thoả mãn điều kiện mở máy

b) Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Với sơ đồ tải không đổi thì không cần kiểm tra quá tải cho động cơ vì trong quá trình làm việc tải không lớn hơn được công suất cho phép

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.2.1 Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống xác đinh theo công thức:

n

n u

Trong đó:

ndc: số vòng quay của động cơ ndc= 1460 v/ph

nct : là số vòng quay của trục công tác nct= 112 v/ph

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp

u= u1 u2.u3

Với u1,u2.u3là tỷ số truyền các bộ truyền trong hệ thống.

1.2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

Hệ dẫn động bao gồm động cơ nối với khớp nối rồi nối với hộp giảm tốc Ký hiệu là u h là tỷ số truyền của hộp giảm tốc (HGT); u nglà tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Trong đó: u u h.u ng

Mà u ng  1 Do đó:   u  13 , 04

u

u u

ng h

1.2.3 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp

Vớí hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ hai cấp khai triển, tỉ số truyền của hộp có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngang của hộp nhỏ nhất ( cũng chính là đểbôi trơn HGT) Khi này tỉ số truyền cấp chậm được xác định theo công thức

ba

ba u u

1.3 Tính toán các thông số đặc trưng trên trục

1.3.1 Công suất trên các trục

Pi= Pi-1.i-1I

Trong đó: Pi : công suất trên trục thứ i.

i: hiệu suất ổ trên trục i

Pi-1: công suất trên trục thứ (i-1)

.i-1: hiệu suất bộ truyền từ trục thứ (i-1) tới trục i

+ Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

i

u

n

, 1 1





Trong đó: ni : tốc độ vòng trên trục i

ni-1 : tốc độ vòng trên truc (i-1)

u i-1,i: tỷ số truyền từ trục (i-1) tới truc i

1460 1

84 , 290 2

Tốc độ trên trục IV : 111 , 86

1

86 , 111 3

Trục động cơ: Tdc= 9,55 106 90921 23

1460

9 , 13

Trục I: TI= 9,55 106 90005 , 48

1460

76 , 13

Trục II: TII= 9,55 106 433762 , 55

84 , 290

21 , 13

Trục III: TIII= 9,55 106 1083403 36

86 , 111

69 , 12

Trục IV (trục công tác) : TIV= 9,55 106 1072304 , 67

86 , 111

56 , 12

1.3.4 Bảng thông số

Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này,

ta lập bảng thống kê các kết quả đã tính toán như trong bảng sau đây

Bảng: Các kết quả tính toán động lực học các trục

truyền

Công suất P(KW)

Số vòng quay n(v/ph)

Phần 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

2.1.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu thích hợp là 1 bước quan trọng trong việc tính toán thiết kếchi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng Chọn vật liệu nào làphụ thuộc vào yêu cầu cụ thể, tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết

bị chế tạo, vật tư cung cấp, yêu cầu kích thước nhỏ gọn hay không…

Đây là hộp giảm tốc công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thépnhóm I có độ rắn HB<350 để chế tạo bánh răng đây cũng là nhóm vật liệuthường được sử dụng trong thực tế Để tăng khả năng chạy mòn của răng tanhiệt luyện bánh lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh nhỏ Cụ thể là thép 45 tôi cảithiện

Tra bảng 6.1.[1] ta chọn

Loại bánh răng Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB Giới hạn bền

 b (Mpa)

Giới hạn chảy  ch (Mpa)

Vì theo kinh nghiệm ta chọn HB của bánh nhỏ thường cao hơn bánh lớn

từ 1015 đơn vị

H1 H2 +(1015)HB

 Chọn độ rắn HB bánh nhỏ: HB1= 220 Chọn độ rắn HB bánh lớn: HB2= 210

2.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh

+ Ứng suất cho phép được xác định theo công thức 6.1 và 6.2

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

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 đến độ bền uốn

Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy:

+ ZR.ZV KxH=1+ YR.Ys KxF=1

S

K

0 min

K

K

0 min

H

 = 2HB+ 70 (Mpa)

0 min

F

 =1,8.HB (Mpa)

SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH= 1,1

SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF= 1,75

KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do bộ truyền quay 1 chiều và tảitrọng đặt 1 phía nên lấy KFC=1

KHL; KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độtải trọng của bộ truyền

+ Với bánh nhỏ:

Theo bảng 6.2 [1] ta có:

) ( 510 70 220 2 70

2 1

0 lim

HL1

HE1

NK

NHE1 ; NFE1: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải tĩnh nên

1

H

HL H

s

K



= 5101,1.1 = 463,64 (MPa)Theo bảng 6.2.[1]



lim

1

F = 1,8 220 = 396 (MPa)

SF1: Hệ số an toàn khi tính về uốn  SF1 = 1,75

Vì NFE1 = 23,87.108 >NF01 = 4.106

 KFL1 = 1

-NF01 = NF02 = 4.106 (với tất cả các loại thép)Mặt khác bộ truyền quay một chiều  KFC = 1

 F1 = 257 , 14

75 , 1

1 , 1 396

+) Với bánh răng lớn tính tương tự:

 lim 2

H2Max = 2,8.ch2 = 2,8.340 = 952 (MPa)

H Max = 952 (MPa)+) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải khi HB≤350 là:

F1Max = 0,8.ch1 = 0,8.450 = 360 (MPa)

F2Max = 0,8.ch2 = 0,8.340 = 272 (MPa) F

Max = 272 (MPa)

2.1.3 Tính toán nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp nhanh

aw1 = Ka (u1 1)3  

1 2

1

ba H

HB

u

K T





Vì cặp bánh răng ăn khớp ngoài  lấy dấu “+”

Trong đó:

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

ba: Hệ số giữa chiều rộng vành răng bwvà khoảng cách trục aw

T1: mômen xoắn trên trục bánh chủ động I (N.mm)

H: Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)

135 , 1 48 , 90005

= 179,4 mm

cos



u m

cos  = n 1 2

w1

m (z + z )2.a = 2 180 0,9653

) 116 23 (

5 , 2

db1 = d1.Cos = 60.cos200 = 56,38 (mm)

db2 = d2.Cos = 300.cos200 = 281,91 (mm)+) Đường kính vòng đỉnh răng:

da1 = d1 + 2.mn = 60 + 2.2,5 = 65 (mm)

da2 = d2 + 2.mn = 300 + 2.2,5 = 305 (mm) +) Đường kính vòng chân răng:

.

) 1 ( 2

w m w

H

d u b

u K

cos 2

+ Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

tg b = cos t tg  + Góc Prôfin răng với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có:

 = 1.sin.

n

w

m b

Trong đó: bw gọi là chiều rộng bánh răng

 bw2 = ba.aw1 = 0,3.180 = 54 (mm)

  = 1 , 796

14 , 3 5 , 2

) ' 8 15 sin(

54

1 1

dw1 =

1 1

1 1

2

Theo công thức 6.40[1] v =

000 60

.d w1n1



000 60

1460 60 14 , 3

4,5844 (m/s)Theo bảng 6.13 [1] với v = 4,5844(m/s) dùng cấp chính xác 8

+) Hệ số kể đến tải trọng suất hiện trong vùng khớp

KHv = 1 +



 H H

w w H

K K T

d b V

2

1

1

= 1+ 2.900053,081,48.54.1,135.60.1,09 = 1,0448+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH = KH.HH.KHV = 1,135.1,09.1,0448 = 1,29+) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

H = ZM.ZH.Z 2

1

2 1

.

) 1 ( 2

w m w

H

d u b

u K

H = 274.1,714.0,777 2

60 5 54

) 1 04 5 (

29 , 1 48 , 90005

+) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 4,5844m/s

- Zv: Ảnh hưởng của vận tốc vòng khi v10 (m/s)  Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7,khido cần gia công đạt độ nhám:

 H = 1,174% ≤ 4% Vậy bánh răng đảm bảo tính chính xác

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

F1 =

n w w

F F

m d b

Y Y Y K T

.

2

1 1

180 = 9,21+) KFv: Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp.

 KFv = 1+



 F F

w w F

K K T

d b V

2

.

1

1 1 1

Với  = 1508’  Y =

180 1





 =1  151808' = 0,92+) Số răng tương đương:

Zv1 =



3 1 cos

YF1 = 3,80

YF2 = 3,60

+) Tính sức bền uốn cho phép[F1] và [F1]

Ys : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m)

= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,01

YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: YR = 1

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

F F

m d b

Y Y Y K T

.

2

1 1

Vậy cặp bánh răng 1,2 đảm bảo độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy với hệ số quá tải:

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt thì ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax không vượt quá [H]max và xác đ ịnh theo công thức:

2.1.4 Các thông số kích thước của bộ truyền

+ Khoảng cách trục: aw1 = 180 (mm)

+ Mô đun pháp: mn = 2,5 (mm)

+ Chiều rộng vành răng: bw2 = 54 (mm).Chọn bw1 = 59 (mm)

+ Tỷ số bộ truyền thực: um = 5,04

+ Góc nghiêng của răng:  = 1508’

+ Số răng của bánh răng: Z1 = 23

Z2 = 116+ Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0

da1 = d1 + 2.mn = 60 + 2 2,5 = 65 (mm)

da2 = d2 + 2.mn = 300 + 2 2,5 = 305 (mm)+ Đường kính vòng chân răng:

df1 = d1 – 2,5.mn = 60 – 2,5.2,5 = 53,75 (mm)

df2 = d2 – 2,5.mn = 300 – 2,5.2,5 = 293,75 (mm)+) Đường kính vòng cơ sở:

db1 = d1.cos = 60.cos200 = 56,28 (mm)

db2 = d2.cos = 300.cos200 = 281,91 (mm)

2.2 Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

2.2.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết

kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng, chọn loại vật liệunào phụ thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ vàthiết bị chế tạo, vật tư cung cấp Yêu cầu kích thước nhỏ gọn hay không

Đây là hộp giảm tốc công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thépnhóm I có độ rắn HB < 350 để chế tạo bánh răng, đây cũng là vật liệu thườngđược sử dụng trong thực tế Để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nhiệt luyệnbánh lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh nhỏ Cụ thể là thép 45 tôi cải thiện

Tra bảng 6.1 [1] ta chọn:

Loại bánh

răng Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Trong đó:

ZR: hệ số xét đến độ nhẵn 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

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 đến độ bền uốn

Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy:

+ ZR.ZV KxH=1+ YR.Ys KxF=1

S

K

0 lim

S

K

K

0 lim

SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH= 1,1

SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF= 1,75

KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do bộ truyền quay 1 chiều và tảitrọng đặt 1 phía nên lấy KFC=1

KHL; KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền

m HE

HO HL

N

N K

3

3



mH: bậc của đường cong mỏi khi thứ về tiếp xúc mH= 6 (vì HB3= 220 350)

- NHO3: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

3

H

HL H

s

K



= 4901,1.1 = 445,45 (MPa)Theo bảng 6.2.[1]

0 lim 3

H

 = 2HB +70 = 2.200 +70=470 (MPa)

SH4 = 1,1

NHO4 = 30.2002,4=9990638.49

NFE4= NHE4 = 182915764

6 , 2

3 475580986, 2

1 470

1 45 , 445

1 27 , 427

F3Max = 0,8.ch1 = 0,8.450 = 360 (MPa)

F4 Max = 0,8.ch2 = 0,8.340 = 272 (MPa)

2.2.3 Tính toán nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp chậm

aw2 = Ka (u2 1)3  

2 2

2

ba H

HB

u

K T

ba: Hệ số giữa chiều rộng vành răng bwvà khoảng cách trục aw

T2: mômen xoắn trên trục bánh chủ động II (N.mm)

H: Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)

aw2= 43.(2,6+1).3

2 2 , 6 0 , 4 )

36 , 436 (

05 , 1 55 , 433762

= 204.33 (mm)Chọn aw2= 205 (mm)

+ Tính sơ bộ đường kính bánh nhỏ

) 1 6 , 2 (

05 2 ) 1 (

2 2

5 , 2

15 cos 205 2 ) 1 (

cos





z z

+ Xác định lại góc nghiêng của răng

cos  =

1

2

4 3

.2

).(

= 2,5(244.205114) =0,963

 = 15037’ (80 ÷ 200)Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh Chọn = 200

db3 = d3.cos = 114.cos200 = 107,12 (mm)

db4 = d4.cos = 295.cos200 = 277 (mm)+) Đường kính vòng đính răng:

da3 = d3 + 2.mn = 114 + 2.2,5 = 119 (mm)

da4 = d4 + 2.mn = 295 + 2.2,5 = 300 (mm)+) Đường kính vòng chân răng:

df3 = d3 – 2,5.mn = 114 – 2,5.2,5 = 107,75 (mm)

df4 = d4 – 2,5.mn = 295 – 2,5.2,5 = 288,75 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

yêu cầu để đảm bào độ bền tiếp xúc H H

 H= ZM ZH Z.

2 3 2

2 2

.

) 1 (

2

w w

H

d u b

u K

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

bw, dw3: chiều rộng vành răng, đường kính vòng chia của bánh chủ động

cos 2

+ Góc Prôfin răng với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có:

' 39 14 cos 2

Trong đó: Trong đó: bw gọi là chiều rộng bánh răng bw = 81

  = 2 , 5 3 , 14 2,777

) ' 37 15 sin(

81





Vì  ≥ 1 do đó Z được tính theo công thức:

Do đó: Z=



 1

1

 .cos15037’=1,714

714 , 1

1 1

205



Theo bảng 6.7.[1] với sơ đồ 5  KH = 1,05

+) Hệ số kể đến tải trọng suất hiện trong vùng khớp

KHv = 1 +



 H H

w w H

K K T

d b V

2

.

2

3 = 1+ 2.4337622,249,.5581.1.114,05.1,13 = 1,02+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

+ KH= KH.KH.KHV= 1,05 1,13 1,02 = 1,21+) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 H= ZM ZH Z.

2 3 2

2 2

.

) 1 (

2

w w

H

d u b

u K

H= 274 1,711.0,765 2  

114 6 , 2 81

) 1 6 , 2 (

21 , 1 55 , 433762

2

421,41 (MPa)+ Xác định chính xác ứng suất cho phép với v= 1,66 (m/s)

Zv : ảnh hưởng của vận tốc vòng khi v 10 (m/s) Zv= 1

Với cấp chính xác động học 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.Khi gia công đạt độ nhám Ra= 0,5 1,25 (m)  ZR= 0,95

- Khi đường kính vòng đỉnh răng da700 (mm)  KXH=1

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

F3 =

n w w

F F

m d b

Y Y Y K T

.

2

3

3

 [F3]Theo bảng 6.7 [1] KF=1,12

Tra bảng 6.16.[1]  go = 73

41 , 421 81

2 2

H cu

 VF3= 0,006.73.1,735 2205,59 = 6,76+) KFv: Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp.

 KFv = 1+



 F F

w w F

K K T

d b V

2

2

3 3

1 1

n w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

.

2

3

3 2

3





5 , 2 114 84

7 , 3 92 , 0 583 , 0 6 , 1 55 , 433762

, 3

6 , 3 06 , 115

F3

4 3

Vậy cặp bánh răng 3,4 đảm bào độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

+) Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy với hệ số quá tải:

Kqt= Kbd= 1,4Theo công thức:

Hmax= H K qt Hmax

Hmax= 436,36 1 , 4 = 516,31 (MPa)

Hmax= 516,31 (MPa) < Hmax= 1260 (MPa)

Vậy điều kiện được thoả mãn

Theo công thức:

Fmax= F KqtFmax

 F3max= 115,06.1,4= 164,08 (MPa)

F4max=121,85 1,4= 111,95 (MPa) F3max= 168,08 (MPa)<F3max= 360(MPa) F4max= 111,95 (MPa)<F4max= 272(MPa) Vậy điều kiện được thoả mãn

2.2.4 Các thông số kích thước của bộ truyền cấp chậm

+) Số răng của bánh răng: Z3= 44

d4=m Zn 4 2,5.114

295(mm)cos  0,963 

db3 = d3.cos = 114.cos200 = 107,12 (mm)

db4 = d4.cos = 295.cos200 = 277,21 (mm)

2.3 Kiểm tra điều kiện chạm trục, bôi trơn và sai số vận tốc tại đầu ra hộp giảm tốc

2.3.1 Điều kiện kiểm tra chạm trục

2 , 0

T

d sb i





Trong đó: T: là mômen xoắn trên các trục tương ứng, Nmm

[ ]: là ứng suất xoắn cho phép, MPa

Vậy ta có:

+) Đường kính sơ bộ của trục I:

sb I

3 I

Td

0,2.[ ]



20 2 , 0

48 , 90005

+) Đường kính sơ bộ của trục II:

3

] [

2 , 0

T

d sb II II



20 2 , 0

55 , 433762

+) Đường kính sơ bộ của trục III:

3

] [

2 , 0

T

d sb III III



20 2 , 0

36 , 1083403

3





sb I

a d d

sb III

a d d



l2= 205 -  

2

7 , 64 2

305

20,15 (mm)  l2 = 20,15 (mm)  10 (mm)

Vậy điều kiện chạm trục được đảm bảo

2.3.2 Điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoátnhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ, cần phải bôi trơn liên tục các bộtruyền trong hộp giảm tốc

Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơntrong dầu Ngâm các chi tiết trong dầu chứa của hộp (vì vận tốc nhỏ v<12m/s)

- Mức dầu tối đa:

Vì vn= 1,66 (m/s)

X4max= X4min – 10 = 139 - 10=129 (mm) c) Mức dầu chung:

- Xmin= min (X2min, X4min)

= min(141,5; 139) = 139 (mm)

Xmax = Max(X2max; X4max)

= Max (131,5; 129) = 131,5 (mm)

X = Xmin- Xmax = 139-131,5=7,5 (mm)

2.3.3 Kiểm tra sai số vận tốc thực trên xích tải

Ta cần kiểm tra sai số vận tốc thực trên xích tải theo điều kiện sau:

u = ct

ct thn

114 115

3 1

4 2





Z Z

Z Z

nth = 112 , 74

95 , 12

86 , 111 74 , 112