Đồ án chi tiết máy

Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cτ thể: tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏgδn hay không ?..

Phần 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.1 Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ.

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ.

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoaychiều Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều.Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôtolεng sóc (ngắn mạch) Với những ưu điểm: kết cấu đơn giản ,giá thành tương đối hạ ,dễbảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổidòng điện

1.1.2 Xác định công suất của động cơ.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức

Pct= (công thức 2.8 trang 19)Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW)

η Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 :

η = ηol3 η12 η34 ηđ ηkn

Theo bảng 2.3 trang 21 ta chọn:

ηol = 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn

η12 = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

η34 = 0,97 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

ηđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai

ηkn = 1 : Hiệu suất của khớp nối

Thay vào (1.1) ta được: η = 0,993 0,95 0,97 0,95 1 0,85

Do làm việc tải trọng thay đổi nên ta có:

= = Trong đó:

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18 trang 21 – {1}:

nsb = nlv ut

Trong đó: nsb Là số vòng quay đồng bộ

ut Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thốngMặt khác : ut = u12 .u34 .uđ .

Nên nsb= nlv u12 u34 uđ .ukn

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn :

u12 = 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

u34 = 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

uđ = 2,5 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

ukn = 1 Tỉ số truyền của khớp nốiThay vào (1.2) ta được: nsb= 65 2 4 2,5 1 = 1300(v/p)

1.1.4 Chọn quy cách động cơ.

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

Pđc>Pct ; nđc≈ nsb (công thức 2.19 trang 22 – {1})Theo bảng phụ lτc P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ có:

10 1450

1740 0,86 87,5 5,8 2,2 94

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đó chọn.

a Kiểm tra điều kiện mở máy.

Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ (T <) nếu không động cơ sẽ không chạy Trong các catalog của động cơ đều cho tỉ số , đócũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn hiệu động cơ, với điều kiện:

Trong đó: – Momen mở máy của thiết bị dẫn động

= 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên)Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đó cho trong đề bài:

2

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.

b Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.

; 2 T

T 6,5 = 42,81(Nm) = 0,85 2 42,81 = 72,777 (Nm)

Có kết quả:

=50,37 (Nm) Theo số liệu động cơ đó chọn , ta có: 72,777 (Nm)

So sánh kết quả: Vậy 72,777 (Nm) > = 50,37 (Nm)

1.2 Phân phối tỉ số truyền

- Xác định tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động

ut = Trong đó: ndc Là số vòng quay của động cơ

nlv Là số vòng quay của trục băng tải

Thay số ut = 22,31

- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động utcho các bộ truyền

ut= ung .uh

- Tỉ số truyền ngoài hộp:

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn :

2,24 Tỉ số truyền của bộ truyền đaiVậy : 2,24

⇒ = = 9,96

- Tỉ số truyền trong hộp:

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ Theo công thức 3.17 trang 45 ta có :

⇒ = Chọn =1,1; =0,3; = 1,2; =

⇒ = = 12,87

⇒ = 12,87 = 17,12Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với = 9,96 tìm được = 3,1 ,do đó tỉ số truyền của cặpbánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

Kiểm tra lại: = = 2,24.3,1.3,21 = 22,29

1.3.2 Tính công suất trên các trục

Gδi công suất các trục I , II , III lần lượt là có kết quả:

- Công suất danh nghĩa trên trục III :

Bảng 1-2 : Bảng số liệu động hδc và động lực hδc trên các trục của hệ

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền2.1 Thiết kế bộ truyền đai.

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vỡ đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su có độ bềnmòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của nhiệt độ và độ ẩm và thườngđược sử dụng rộng rói Dựa vào đặc điểm công suất của cơ cấu , = 7,58 (kW) Tra đồthị 4.1 trang 59 ta chọn loại đai có hình thang thường Ƃ:

Các thông số của đai thường loại Ƃ bảng 4.13 trang 59 :

theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 200 (mm) ( bảng 4.21 trang 63 )

Vận tốc đai : v = ( công thức trang 60)

= = 15,18 (m/s)Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép = 25 30 (m/s)

Hình 1 ai hình thang th ng Đ ườ

6

b Đường kính đai lớn.

Đường kính bánh đai lớn :

d2 = d1 (1- ε ) = 200 2,24 (1 - 0,01)= 443,52 (mm)Trong đó : - tỉ số truyền

ε = 0,01 ÷ 0,02 - hệ số trượtChọn đường kính d2 theo tiêu chuẩn, d2 =450 (mm ) (bảng 4.21 trang 63 )

Tỉ số truyền thực tế : = ( công thức 4.10 trang 132 – {2}

= = 2,27Sai số của tỷ số truyền : u =

= 100% = 1,34% <5%

Vậy thỏa mãn điều kiện Ta vẫn giữ nguyên tỷ số truyền đó chọn

c Khoảng cách trục A và chiều dài đai L.

- Chọn sơ bộ khoảng cách trục là :

=1,5 = 1,5 450 = 675 (mm)

- Chiều dài sơ bộ của đai:

= 2 + + (công thức 4.4 trang 131 - {2}) = 2 + + = 2394,17 (mm)

Theo bảng 4.13 trang 59 ,ta chọn : l = 2500 (mm)

Số vòng chạy của đai : i = = = 6,07Vậy i =6,07 < = 10 ,thỏa mãn điều kiện

- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn :

a =

= 728,77 (mm)

Kiểm tra điều kiện công thức 4-14 trang 60 ,khoảng cách trục cần thỏa mãn :

0,55.( )+ h ≤ a ≤ 2.( )Trong đó : 0,55.( )+ h = 368 (mm)

2.( ) = 1300 (mm)Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện.

- Góc ôm đai :

= -

= - =

- = 7,58 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động

- Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ

=1 do làm việc 1 (bảng 4.7 trang 55)

- = 4,61 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62- {1} )

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây

đai Ta có tỉ số : = = = 1,64 Tra bảng 4.18 trang 61 , = 1

Thay các giá trị vào công thức ta có :

z = = 1,47 (đai)

8

Lấy z = 2

e Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.

B = ( z – 1) t + 2.e (công thức 4.17 trang 63- {1 }) Trong đó : z = 2 ; t = 19 ; e = 12,5 (bảng 4.21 trang 63- {1 })

Thay số : B = 44 (mm)

- Đường kính ngoài của bánh đai :

+ Bánh dẫn :

= + 2 = 131,6 (mm) (công thức 4.18 trang 63 – {1}) + Bánh bị dẫn :

= + 2 = 458,4 (mm)Trong đó : = 4,2 (bảng 4.21 trang 63 – {1})

2.1.3 Xác định lực trong bộ truyền.

a Xác định lực vòng

= (công thức 4.20 trang 64– {1})Trong đó : = 0,178 (kg/m) (bảng 4.22 trang 64– {1})

e Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

= + + (công thức 4.28 trang 138 – {2})

= + 0,5 + + = + 0,5 + + E

= + 0,5 + +

= 6,09 (Mpa)Trong đó : E = 100 (MPa), modun vật liệu đai (trang 139 – {2})

f Tuổi thọ của đai.

Xác định theo công thức 4.37 trang 146 – {2}:

= = = 5205,7 (giờ)Với tuổi thọ của dây đai như vậy Trong toàn bộ thời gian làm việc của hệ thống số lần phải thay đai là:

= = 3 (lần)

Bảng thông số của bộ truyền đai thang:

Lực căng đai : Fo (N) 123,21

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng (cấp nhanh).

2.2.1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cτ thể: tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng

công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏgδn hay không ? Đối với hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp chịu công suất nhỏ = 7,85(kw), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB 350 , Bánh răng được thường hóahoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

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

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

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

Trong thiết kế sơ bộ lấy: = 1 và = 1, do đó các công thức (3.1) và (3.2) trở thành :

= = Trong đó:

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì

cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1}:

– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

= 4 đối với tất cả loại thép

và - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc với tải trọngthay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1):

= 60.c

= 60.c

12

Trong đó:

c – số lần ăn khớp trong một vòng , c = 1

– số vòng quay của bánh răng trong một phút, = 647,32 (v/p) ; = 215,77 (v/p)

- tổng thời gian làm việc, = 16640 (giờ) = 6

Vậy ta có kết quả:

= = 518,181 (MPa)

= = 500 (MPa)

= = 257,14 (MPa) = = 246,86 (MPa)

Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị và , do đó

= = 500 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi qua tải, được xác định theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1}:

= 2,8 = 0,8 = 2,8 580 = 1624 (MPa) = 2,8 450 = 1260 (MPa) = 0,8 580= 464 (MPa) = 0,8 450= 360 (MPa)

2.2.3 Tính bộ truyền bánh răng côn.

Với tỉ số truyền = 3,1 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này

1 Xác định chiều dài côn ngoài.

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1}:

= Trong đó:

= 0,5 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng

Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép:

= 107255,3 (Nmm) Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

= 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép

⇒ = 1,6 = 1,6 19 = 30,4 Chọn = 30 (răng)

• Đường kính trung bình và modun trung bình :

= (công thức 6.54) trang 114 – {1}) = = 77,89 (mm)

Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại

14

= = 3 (1 - 0,3 0,5) = 2,55 = = 2,55 30 = 76,5 (mm)

Chiều dài côn ngoài thực :

= 0,5 = 0,5 3 = 146,58 (mm)

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

= . (công thức 6.58 trang 115 – {1})

- , hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đối với bánh côn răng thẳng

= (công thức 6.59a trang 115 – {1})

Ở đây – hệ số trùng khớp ngang được xác định:

= [1,88- 3,2 ( + )] (công thức 6.60 trang 115 – {1})

= [1,88 - 3,2 ( + ) ] 1 = 1,739

⇒ = = 0,868 – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

Trong đó: = v (công thức 6.64 trang 116 – {1})

v = (công thức 6.62 trang 116 – {1}) = =2,64 (m/s)

–ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa.

Thay các giá trị vừa tính được vào:

Vậy : < ⇒ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

2.2.5 Kiểm tra răng về độ bền uốn.

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

=

(công thức 6.65 trang 116 – {1}) =

(công thức 6.66 trang 116 – {1})Trong đó:

– momen xoắn trên bánh chủ động, = Nmm)

- modun pháp trung bình , với bánh côn răng thẳng

== 2,55 (mm)

b -chiều rộng vành răng, b = 63 (mm)

-đường kính trung bình của bánh chủ động, = (mm)

= 1 -hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng

= 0 ⇒ = 1

, – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, được xác định:

16

= = = 31,5 (công thức 6.53a trang 114 – {1}) = = = 302,91

Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : = 3,7 ;= 3,63

= – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có = 1,738 -hệ số tải trọng khi tính về uốn

= (công thức 6.67 trang 117 – {1}) -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21trang 113 – {1}, chọn =1,15

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

ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng = 1

-hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được xác định theo công thức 6.68 trang 117 – {1}:

= 1 + Với = v

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1} chọn = 0,016

– hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang 107 – {1}, với cấp chính xác 8 , modun < 3,55 chọn = 56

= = 100,31 (MPa)

Ta thấy: = 102,24 (MPa) < = 257,14 (MPa)

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và khóa máy ) với hệ số qua tải

= Có thể lấy = 1Trong đó: T – mômen xoắn danh nghĩa

– momen xoắn qua tải

Vỡ vậy, khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại () Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn hỏng răng Ta sử dụng công thức 6.48 và 6.49 trang 110 – {1}

=

=

Trong đó :

- ứng suất tiếp xúc, = 464,1 (MPa)

- ứng suất uốn , đó được tính ở trên

Với: = 73,03 (MPa) ; = 71,65 (MPa)

- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đó được tính theo công thức (3.8) Với = 1624(MPa) ; = 1260 (MPa)

- ứng suất uốn cực đại cho phép đó được tính với :

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

2.2.7 Các thông số và kich thước bộ truyền bánh răng côn.

- Chiều dài côn ngoài : = 146,58 (mm)

• Theo bảng 6.19 trang 111 – {1} ta tính được :

- Đường kính chia ngoài :

= = 3 30 = 90 (mm)

18

= = 3 93 = 279 (mm)

- Góc côn chia :

= ; =

- Chiều cao răng ngoài: = 2 + c

Với = cos = cos(0) = 1 ; c = 0,2

- Đường kính đỉnh răng ngoài :

= + 2 = 90 + 2 3,981.cos = 97,58 (mm) = + 2 = 279 + 2 2,62cos = 280,61 (mm)

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm

- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

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

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

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

Trong thiết kế sơ bộ lấy: = 1 và = 1, do đó các công thức (3.1) và (3.2) trở thành:

= = Trong đó:

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì

cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1};

Với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350)

= 2HB + 70 ; = 1,1 =1,8HB ; = 1,75 , – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa) = 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

=1,8 = 1,8 250 = 450 (MPa) =1,8 = 1,8 230 = 414 (MPa)

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)

, - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1}:

= = Trong đó:

, – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

= 4 đối với tất cả loại thép

và - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì và được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1):

= 60.c

= 60.c

Trong đó: c -số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1 -số vòng quay của bánh răng trong 1 phút, = 208,813 (v/p); = 65,05 (v/p) -tổng thời gian làm việc, = 16640 (giờ) = 6 ⇒ = 60 1 208,813.().16640 = 1,39 = 60 1 65,05 () 16640 = 4,36 = 60 1 208,813.() 16640 = 1,25 = 60 1 65,05 () 16640 = 3,89 Vậy : > , > và > , > Nên ta lấy: = ; =

Khi đó ta có kết quả: = 1 và = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn là không thay đổi) = = 518,18 (MPa)

= = 481,82 (MPa)

= = 257,14 (MPa)

= = 236,57 (MPa)

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là trị trung bình của và nhưng không vượt quá 1,25 theo công thức 6.12 trang 95 – {1} ta có : = = = 500 (MPa) Kiểm tra sơ bộ ứng suất: 1,25 = 1,25 481,82 = 602,275 > Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện • Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} : = 2,8

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

Ka = 43 ( ), bảng 6.5 trang 95 – {1}

= 286805,4 (Nmm) - momen xoắn trên bánh chủ động

= 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc

= 3,32 - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

2 Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

Theo công thức 6.15b trang 96 – {1}:

= Kđ Trong đó:

Kđ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5 trang 96 – {1}, chọn Kđ = 67,5 ( )

Chọn sơ bộ góc nghiêng =

⇒ = = 31,19 (răng) Chọn = 31 (răng)

Từ = 31 (răng), tính tiếp :

= = 31 3,21= 99,51 (răng)Chọn = 100 (răng)

- Tính lại góc nghiêng theo công thức 6.32 trang 103 – {1}

Ta có: = + = 31 + 100 = 131 (răng)

= = = 0,9825 ⇒ =

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

= . (công thức 6.33 trang 105 – {1})

= tlótVới bánh răng nghiêng không dịch chỉnh.

= = arctg = arctg = – Góc nghiêng prôfin gốc, theo TCVN1065: =

⇒ = tg = 0,178

⇒ =

⇒ = = 1,738 -hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang; khi tính gần đúng có thể xác định : công thức 6.38b trang 105 – {1}

= [1,88- 3,2 ( + )] = [1,88- 3,2 ( + ) ] cos = 1,71Theo công thức 6.36c trang 105 – {1} có kết quả hệ số kể đến trùng khớp của răng:

= = = 0,765 (khi 1)Với – hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức 6.37 trang 105 – {1}

= Trong đó: = = 0,4.200 = 80 (mm)

⇒ = = 1,58 > 1

–hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

= (công thức 6.39 trang 106 – {1}) –hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 – {1}, chọn =1,03

Theo công thức 6.62 trang 116 – {1} ta có:

v =

= = 0,887(m/s)Với v = 0,887 (m/s), theo bảng 6.13 trang 106 – {1} ta chọn cấp chính xác 9 – hệ

số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng thời, theo bảng 6.14 trang 107 - {1},với cấp chính xác 9 và v = 0,887 <2,5 thì = 1,13

-hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

= 1 + (công thức 6.41 trang 106 – {1})Trong đó: = v (công thức 6.42 trang 106 – {1})

= 0,002 -bảng 6.15 trang 107 – {1}

= 73 - bảng 6.16 trang 107 – {1}

b = 48 (mm) – chiều rộng vành răng

24

⇒ = 0,002 73 0,887 = 1,022 (m/s)

= 1 + = 1,01

⇒ = 1,03 1,13.1,01 = 1,18

–ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào:

Ta thấy : < thỏa mãn điều kiện cho phép

2.3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tai chân răng không vượt qua một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 – {1} ta có:

-đường kính trung bình của bánh chủ động, = 81,2 (mm)

= 1 - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng với =

⇒ = 1 – = 0,893 , – hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, được xác định:

= = = 32,68 Lấy = 33 = = = 105,43 Lấy = 105Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có: = 3,8 ;= 3,63

= – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có = 1,7

⇒ = = 0,585 –hệ số tải trọng khi tính về uốn

–hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn được xác định theo công thức 6.46 trang 109 – {1}:

= 1 +

Với = v (công thức 6.47 trang 109 – {1})

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1} , chọn = 0,006

– hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang 107 {1}, với cấp chính xác 9 ,mô đum <3,55 chọn = 73

Ta thấy: = 88,05 (MPa) < = 257,14 (MPa)

= 83,42 (MPa) < = 236,57 (MPa)

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo

2.3.7 Kiểm nghiêm về độ bền quá tải:

Có thể lấy hệ số qua tải: = = 1 Để tránh biến dạng dư hoăc gãy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép

Theo công thức 6.48 trang 110 – {1}:

= Đồng thời để đề phũng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép Theo công thức 6.49 trang 110 – {1}:

=

Với = 497,29 (MPa) - ứng suất tiếp xúc

= 116,85 (MPa) ; = 110,7 (MPa) - ứng suất uố

= 1624 (MPa); = 1260 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép

= 464 (MPa) ; = 360 ( MPa) - ứng suất uốn cực đại cho phép

Thay các giá trị vào ta được:

= 497,29 = 497,29 (MPa)

= 116,85 1 = 116,85 (MPa)

26

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi qua tải.

2.3.8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.

- Góc nghiêng của răng : =

Theo công thức 6.11 trang 104 – {1} ta tính được:

Với momen xoắn: = 964542,66 (Nmm) = 965 (Nm)

Tra bảng 16.10a và 16.10b trang 69 - {3} ta chọn kích thước nối trục phù hợp : T

2.4.2 Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi.

= Trong đó: = (2 4) – Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

⇒ = = 2,94 (MPa)Vậy: = 2,94 (MPa) < = 4(MPa) nên thỏa mãn điều kiện bền dập

2.4.3 Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt.

= Trong đó: = (60 80 ) MPa – Ứng suất uốn cho phép của chốt

= + = 30 + = 37,5 (mm)

⇒ = = 78,8 (MPa)

Vậy: = 78,8(MPa) < = 80 (MPa) nên thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt

28

Phần 3: Tính toán thiết kế trục3.1 Chọn vật liệu

Vật liệu dựa vào đặc điểm làm việc của hộp giảm tốc và tải trọng tác dụng lên các trục, vật liệu được chọn là thép C45 tôi cải thiện để dễ chế tạo

Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta có các thông số sau:

= 296360,86 (Nmm), = 964542,66 (Nmm) -ứng suất xoắn cho phép với vật liệu thép C45 có: = (15…30)MPa

• Xác định chiều dài mayơ bánh đai, bánh răng và khớp nối

- Chiều dài mayơ bánh đai :

= (1,2…1,5) = (1,2…1,5) 35 = (42…52,5) Lấy = 50 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh răng côn:

Với bánh răng côn nhỏ:

= (1,2…1,4) = (1,2…1,4) 35 = (42…49) Lấy = 45 (mm)Với bánh răng côn lớn:

= (1,2…1,4) = (1,2…1,4) 45 = (54…62) Lấy = 60(mm)

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

Với bánh răng trụ nhỏ:

= (1,2…1,5) = (1,2…1,5) 45 = (54…67,5) Lấy = 65 (mm) Với bánh răng trụ lớn: