Đồ án chi tiết máy HGT phân đôi cấp chậm xích tải

Tính toán các thông số trên trục Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc: I.. Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói h

1

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế

đồ án tốt nghiệp sau này

NỘI DUNG CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM 5 PHẦN:

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền :

I Chọn động cơ

II Phân bố tỉ số truyền

III Tính toán các thông số trên trục

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

I Thiết kế bộ truyền xích

II Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

III Kiểm tra các điều kiện trạm trục bôi trơn

Phần III: Tính toán trục

I-Chọn vật liệu

II-Tính thiết kế trục

III- Tính toán ổ lăn

IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn

có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của thầy cô để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy cô giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Quang Hưng đã tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này

2

Bảng thông số:

Lực vòng xích tải : Ft = 3700 N Thời gian phục vụ : 6 năm

Số răng đĩa xích tải : Z = 19 răng Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm : 1/2

Bước xích tải : t = 55 mm Tỷ lệ thời gian làm việc mỗi ngày : 2/3 Vận tốc xích tải : v = 1,2 m/s Tính chất tải trọng : Không đổi,quay một

chiều

Kbd =1,4

Phần I :CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ

- Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là

công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp

sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện

xoay chiều

.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu

khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp

- Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm sẽ có:

Ưu điểm :

- Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ

- Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn

chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường hợp không

khai triển phân đôi

- Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với

hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường

Nhược điểm:

- Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng

do ở cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường Do vậy

cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia

công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền

3

1 Xác định công suất đặt trên trục của động cơ

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép Muốn vậy cần có: Pdc dm > Pdc dt

trong đó :

Pdc dm: công suất định mức của động cơ

Pdc dt :công suất đẳng trị của động cơ

Do tải trọng không đổi nên ta có : Pdc dt = Pdc lv

Pdc lv :công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

( 1 1 )

 P P

ct lv dc lv

Pct lv :giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

 :hiệu suất truyền động (toàn hệ thống)

- Công suất làm việc trên trục công tác :

) ( 44 , 4 1000

2 , 1 3700 1000

.

kW v

4

82 , 0

44 , 4

kWP

P

ct lv dc

2 , 1 60000

ndb  1450 / ) ,như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:

04 , 21 9 , 68

) ( 415 5

phút v n

- Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn được động cơ là 4A112M4Y3

Kiểu động cơ Công

suất (kW)

3.Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ

Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy

11  



P Pcbd dc

dc

II Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống u

ndc 1425: số vòng quay đã chọn của động cơ

nct 68 , 9 : số vòng quay trên trục công tác

u 20 , 68

9 , 68

uh 1 * 2

+ u 1 : tỉ số truyền của cấp nhanh

+ u 2 : tỉ số truyền của cấp chậm

Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích ngoài hộp ta có:

ung ( 0 , 15  0 , 1 )u  ( 0 , 15  0 , 1 ) 20 , 68  ( 1 , 44  1 , 76 ).với tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền xích (1,55) ta chọn ung 1 , 5

79 , 13 5 , 1

68 , 20

u

u u

Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

uhu1* u2

6

1

2 2

ba

ba c

55 , 3 79 , 13 2 , 1 3 , 1 2776 , 1 2776

,

1

2 2





88 , 3 55 , 3

79 , 13 2

III.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” chỉ các trục I,II và III

1.Tính công suất trên các trục:

Công suất trên các trục được tính lần lượt như sau :

) ( 36 , 5 99 , 0 1 415 ,

o k dc

I P

) ( 147 , 5 99 , 0 97 , 0 36 ,

o br I

II P

) ( 94 , 4 99 , 0 97 , 0 417 ,

o br II III P

) ( 548 , 4 93 , 0 99 , 0 94 ,

x o III ct

2.Tính số vòng quay trên các trục :

) / (

1425 v phútn

nI  dc

) / ( 367 88 , 3 1425 1

phút vu

n

) / ( 103 55 , 3 367 2

phút vu

n

) / ( 69 5 , 1

103

phút v

u

n n

ng III

7

3.Tính mômen xoắn trên các trục :

Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:

n

P T

k

k k







6 10 55 , 9

trong đó : Pk: công suất trên trục k

nk:số vòng quay trên trục k )

( 36290 1425

415 , 5 10 55 ,

mm N



) ( 35921 1425

36 , 5 10 55 ,

mm N

) ( 140960 367

417 , 5 10 55 ,

mm N

) ( 458029 103

94 , 4 10 55 ,

mm N

) ( 629470 69

548 , 4 10 55 ,

mm N

Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay

thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút)

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

a.Chọn số răng đĩa xích

- Số răng đĩa xích càng ít,đĩa bị động quay càng không đều,động

năng va đập càng lớn ,xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối

8

thiểu của đĩa xích(thường là đĩa chủ động ) là:

15 13 min

1 Z  

Theo công thức thực nghiệm

26 5 , 1 2 29 2 29

max 1

2    120

Pkk z k n [P]

t

Trong đó: Pt:công suất tính toán(kW)

P:công suất cần truyền trên trục III (kW) P=PIII =4,94 [P]:công suất cho phép (kW)

kz:hệ số số răng

925 , 0 27 25 1

a k k k k k

k

k  0

+ k 0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

+ k a : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ k dc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích + k bt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+ k d : hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng

+ k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

9

- Các thông số trên được tra trong bảng 5.6[1]

+ k0 1 : Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc 0

60

+ ka 1 : Do chọn khoảng cách trục a=(3050)t

+ k dc  1 , 25 : Do chọn vị trí trục không điều chỉnh được

+ kbt 1,3 : Môi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn

+k d  1 : Chế độ làm việc êm

+ kc 1,25 : Làm việc 2 ca

03 , 2 25 , 1 1 3 , 1 25 , 1 1

Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :

t = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền

) ( 83 , 5 ] [ 499 ,

Pt  Đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có : t t 

max 50,8 mm c.Khoảng cách trục và số mắt xích:

+Khoảng cách trục:chọn a=30t=30.31,75=952,5 mm

+Số mắt xích x

a

t Z Z Z Z t

a x

2

2 1 2 2 1

4

) (

, 952 4

75 , 31 ) 27 41 ( 2

41 27 75 , 31

5 , 952 2

2 ] (

5 , 0 [ ) (

5 , 0 {

2 )]

27 41 ( 5 , 0 94 [ ) 27 41 ( 5 , 0 94 {

d.Kiểm nghiệm đĩa xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

10

] [ F F F s k

Q s

v o t d

16 , 21 2 , 8 2 , 141 5 , 3360 2 , 1

10 5 ,

t

) 27

180 sin(

75 , 31

180 cot 5 , 0 [ 75 , 31 ]

180 cot

d a

42 , 429 ] 41

180 cot 5 , 0 [ 75 , 31 ]

180 cot 5 ,

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4[I]

f.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

Ứng suất tiếp xúc : H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện

11

] [

)

( 47 ,

d

vđ d t r H

k A

E F k F k

Trong đó:[ ] ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa

Fvđ lực va đập trên m dãy xích N

Fvđ 13 107.n1.t3.m 13 107 103 31 , 753 1  4 , 29N

Ft 3360 , 5N

[H] tra bảng 5.11[I] =[500600] Mpa

Với đĩa xích nhỏ kd 1:hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích

1 dãy)

kd 1 hệ số tải trọng động

krhệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc vào Z

Z1 27 k r  0 , 42E=2,1.105Mpa A=262mm2 tra bảng 5.12[I]

MPa

262

10 1 , 2 ) 29 , 4 5 , 3360 ( 42 , 0

Như theo bảng 5.11[I] dùng thép C45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt

(170210)HB.Ứng suất tiếp xúc cho phép: H  ( 500  600 )MPa là vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích

Với đĩa xích lớn Z2 41 k r2  0 , 27

d

vđ d t r H

k A

E F k F k

.

)

(

10 1 , 2 ) 87 , 2 5 , 3360 ( 27 , 0

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.1 Bộ truyền bánh trụ răng thẳng ở cấp nhanh

1.Chọn vật liệu :theo bảng 6.1[I]

-Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350: cụ thể tra bảng 6.1[I] ta chọn:

Bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285

Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở: H olim  HB2  70

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH 1 , 1

Ứng suất uốn cho phép khi tính về uốn,ứng với số chu kì cơ

o

Hlim2  2 2  70  2 230  70  530



MPa HB

Flim1  1 , 8 1  1 , 8 250  450



MPa HB

Flim2  1 , 8 2  1 , 8 230  414



- Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

HL XH V R H

, 2 1

4 , 2

1  30  HO  30 250  1 , 7 10

N

7 4

, 2

2  30 230  1 , 39 10

N Ho

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

NHE 60 c.n.t

Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút

t:tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

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

1 , 1

570 ]

1    



530 ] lim

2

81 , 481 18 , 518 2

] [

- Ứng suất uốn cho phép [F]

ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

F

S R FL XF FC o

F

F

S

Y Y K K

o

Flim1  1 , 8 1  1 , 8 250  450



MPa HB

o

Flim2  1 , 8 2  1 , 8 230  414



KFChệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1(bộ truyền quay 1 chiều)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:

6 2

1  FO  4 10

FO N

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :N FE N HE:

7 1

1  HE  149 , 8 10

FE N

N

7 2

2  HE  38 , 58 10

FE N

N

Ta thấy N FE N FO Lấy N FE  N FO K FL  1

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 toán sơ bộ lấy:Y R.Y S.K XF  1

S

o F F

F

o F

75 , 1

1 1 450 ]

[ ]

1 1 414 ]

) 1 (

ba H

H w

u

K T u

u : tỉ số truyền của bộ truyền



H

K hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

0354 , 1 35921 )

1 88 , 3 ( 5 ,

116 2 ) 1 (



4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

] [

.

) 1 ( 2

2 1

H w

w

H I H

m H

d u b

u K T Z Z

2 2

97

1 25

1 ( 2 , 3 88 , 1 [ )]

1 1 ( 2 ,

a



15

872 , 0 3

) 719 , 1 4

a

1 88 3

122 2 1

122 73

, 3 56 004 ,

50 6 , 40 685 , 4 1

2

1

K K T

d b v

K

176 , 1 0354 , 1 1 128 ,

) 1 88 , 3 ( 176 , 1 35921 2 872 , 0 76 , 1 274

- Với d a  700 (mm) suy ra K XH  1

 Vậy ta tính được : H 500  1  0 , 95  1  475MPa

Vậy ra có H H nên bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh tại chân răng

16

không vượt quá một giá trị cho phép:

] [

2

1 1

1 1

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



] [ 21

2 1

F

F F F

K -hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K FK FK Fv

Với K - ,tra bảng 6.7[I] :K   1 , 0808

K K T

d b v K

1

1 2

1 



88 , 3

122 73 , 3 56 011 ,

o F

F 

337 , 1 1 0808 , 1 35921 2

50 6 , 40 884 , 12



K Fv

hệ số tải trọng khi tính về uốn :K F  1 , 337 1 1 , 122  1 , 5

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

MPa

2 50 6 , 40

9 , 3 1 58 , 0 5 , 1 35921

,

60

 <[ F2]  236 , 57MPa

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

-Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau:

   F 1  F 1(phan2)Y RY S K XF

+ Với m=2 (mm) suy ra Y S  1 , 08  0 , 0695 ln( 2 )  1

MPa MPa

F F

F F

50 , 236 42

, 55

14 , 257 039

, 60

1 2

1 1

mãn điều kiện bền uốn

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy,hãm máy) với

hệ số quá tải  max  2 , 2

18

Lực ăn khớp(N)

84 , 1436 50

35921 2

2 1

2.2 Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm

-Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở H olim  HB2  70

-Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S H  1 , 1

Vậy H olim1  2 250  70  570MPa

MPa

o

Hlim2  2 230  70  530

-Bộ truyền quay 1 chiều ,tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải K FC  1

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

7 4

, 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1

10 4 , 1 230 30

10 7 , 1 250 30 30

N

H N

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:



 c n t

N HE 60

Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút

t:tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét

17520 3

2

2 24 6 365

] [  lim

 Tính sơ bộ lấy :Z R.Z V.K XH  1

+ Bánh nhỏ : H 518 , 2MPa

1 , 1

570 ] [  1  

+ Bánh lớn: H 481 , 8MPa

1 , 1

530 ] [  2  

Do đây là cặp bánh trụ răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suât tiếp xúc xác định như sau:

19

MPa

H H

2

8 , 481 2 , 518 2

] [ ] [ ]

ch H

952 340 8 , 2

8 , 2

2

1 max

b.Ứng suất uốn cho phép [ F]

-Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

F

S R FL XF FC o

F

F

S

Y Y K K

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

Hệ số an toàn khi tính về uốn S F  1 , 75

MPa HB

MPa HB

8 , 1

450 250 8 , 1 8

, 1

2 2

lim

1 1

K :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải =1(quay 1 chiều)

-Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:

6 2

2

7 1

1

10 827 , 10

10 579 , 38

HE FE

N N

N N

S

lim ]

 

MPa S

MPa S

F

o F F

F

o F F

5 , 236 75 , 1

414 ]

[

14 , 257 75 , 1

450 ]

[

2 lim 2

1 lim 1

ch F

360 450 8 , 0 8

2

1 max

1 2

a c

88 , 3 55

, 3

122 15 , 1

cos 2

a

,chọn Z1  27răng

2

2   

Z

Z u

-Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:

0 2

9 , 34 ) 82 , 0 arccos(

150 2

123 2 arccos 2

) (



4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

] [

.

) 1 ( 2

.

2 1 2 2 '

H w

w

H II H

m H

d u b

u K T Z Z

84 , 0 2 2

sin

cos 2

9 , 23 82

, 0









21

637 , 0 ) 9 , 34 ( ) 9 , 23 cos(

 arctg

b

  cos b  0 , 848

33 , 0 122

6 , 40 1

1

w

w ba

2

ba ba





Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau:

hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức 6.37 [I]:

3 14

, 3 2

9 , 34 sin 33

1 1

42 , 1 9 , 34 cos 96

1 27

1 2 , 3 88 ,

a

1 55 , 3

150 2 1

w w H HV

K K T

d b v K

2

.

u

a v g

2 , 1 55 , 3

150 266

, 1 73 002 ,

140960 2

93 , 65 33 2 , 1

) 1 55 , 3 ( 3 , 1 2

140960

2 84 , 0 5 , 1 274

 Vậy ta tính được: H 500  1  0 , 9  1  450 (MPa)

Vậy ta có H H nên bánh răng thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Tuy nhiên trong trường hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng thành:

  450 31,8

7 , 441 33 33

2 2

b





(mm)

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

23

] [

2

1 1

1 '

w w

F F II F

m d b

Y Y K T



] [ 21

2 1

F

F F F

K -hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K FK FK Fv

Với K - ,tra bảng 6.7[I] :K   1 , 383

w w F Fv

K K T

d b v

150 266 , 1 73 006 ,

v F F o w (F,g o:tra bảng

6.15[I],6.16[I])

03 , 1 37 , 1 383 , 1 70480 2

93 , 65 5 , 37 6 , 3



K Fv

hệ số tải trọng khi tính về uốn :K F  1 , 383 1 , 37 1 , 03  1 , 95

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

MPa

2 93 , 65 5 , 37

65 , 3 7 , 0 95 , 1 70480

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép

- Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau:

   F  F phantrenY RY S K XF

 F 2(phan tren)  236 , 5 (MPa)

- Từ kết quả tính được suy ra :

F F

50 , 236 140

14 , 257 142

2 2

1 1

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy,hãm máy) với

hệ số quá tải  max  2 , 2

, 65

70480 2

2 1

-Đường kính vòng chia :

mm

mZ d

d mm

mZ

d

9 , 34 cos

96 2 cos

, 84 , 65 9 , 34 cos

27 2 cos

2 2

2 1

1



-Đường kính cơ sở:

mm d

d mm d

d b1  1cos   65 , 84 cos 20  61 , 87 , b2  2cos   234 cos 20  219 , 88

-Đường kính vòng đỉnh răng :

mm m

d d mm m

d

d a1  1 2  65 , 84  2 2  69 , 84 , a2  2  2  234  2 2  238

-Đường kính vòng chân răng :

mm m

d d mm m

d

d f1  1 2 , 5  65 , 84  2 , 5 2  60 , 84 , f2  2  2 , 5  234  2 , 5 2  229

III.KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN

1.Kiểm tra điều kiện trạm trục:

417 , 5 120

94 , 4 120

84 , 69 122 2

2

1 1

sb I a w

D d a

26

7 , 65 2

436 , 29 2

198 150 2

2

2 2

sb II a w

D d a

Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo

2.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 chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

-Đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu ,ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp

-Với bộ truyền cấp nhanh:

Chiều cao răng : hh1 h2  2 , 25m 2 , 25 2  4 , 5mm

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin(0,752)h(3,3759)mm

Vì lmin  10mm nên chọn l2min  10mm

mức dầu tối thiểu : x d a l 10 87mm

2

208

2 2min

2 min

Vì v1  3 , 73m/s 1 , 5m/s nên mức dầu tối đa :x2max  x2min  10  79mm

và l2max l2min  10  10  10  20mm

-Với bộ truyền cấp chậm:

Chiều cao răng : h3 h4 h 2 , 25m 2 , 25 2  4 , 5mm

Chiều cao ngâm dầu tối thiểu:

mm h

lmin  ( 0 , 75  2 )  ( 3 , 375  9 )

Vì lmin  10 ta chọn l4min  10mm

mức dầu tối thiểu:

mm l

và l4max l4min  10  10  10  20mm

Mức dầu tối đa:

mm x

x4max  4min  10  80

-Mức dầu chung cho cả hộp:

27

Ta có:

mm mm

mm x

x x

mm mm

mm x

x x

79 ) 80

; 79 max(

) , max(

88 ) 88

; 87 min(

) , min(

max 4 max 2 max

min 4 min 2 min

Vậy đã thỏa mãn đk bôi trơn

-Kiểm tra sai số vận tốc:

Ta có :    100 %  4 %

n

n n

n thuc

Với

thuc

dc thuc

u

n

25 27

96 97

% 98 , 0

% 100 103

103 01

28

PHẦN III.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

I.Phần tính toán chung

1.Chọn vật liệu chế tạo trục

- Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục.Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hóa có cơ tính :

Giới hạn chảy ch

Độ bền kéo b

Độ dãn dài tương đối S

Độ thắt tương đối 

a.Tính sơ bộ đường kính trục

Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường được chế tạo có hình dạng tru tròn nhiều bậc(gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau)có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp lực trong trục tạo điều kiện cho việc lắp ráp và sửa chữa được thuận lợi hơn.Tại các tiết diện thay đổi đường kính có quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

29

+Dấu - ứng với trường hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn -Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục,vì trục là bộ trực tiếp tham gia vào quá trình truyền mômen giữa các trục.Do

đó giữa đường kính trục với momên T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

 

3

0, 2

T d





 (mm) Ghi chú:

+T : là mômen xoắn tác dụng lên trục

+ [] : là ứng suất xoắn cho phép    12 20  (MPa)

-Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục phải hạ thấp [] xuống

Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc :

 

1

3 3

70480

26, 02 30,85

0, 2 0, 2 (12 20)

T d

Căn cứ vào đường kính ngõng trục cần lắp ổ lăn ,tra bảng 10.2[I] ta

sẽ xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau:

01 15

b  (mm); b 02 19 (mm); b 03 27 (mm)

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

Theo bảng 10.3[I] ta chọn : k 1 10 (mm); k 2 10 (mm); k 3 15 (mm); 20

n

h  (mm)

-Trục trung gian của hộp (trục 2)

+ Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất,quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì

ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn

cứ vào đó để xác định kích thước hình học cảu các trục còn lại +Theo công thức trong bảng 10.4[I] ta tính được:

-Xác định lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm 3 thành phần: + F t : Lực vòng

x

D

T 2 3 , 0 2 , 0

0 34

1 cos 60 3864, 6 1932,3

2

0 34

3 sin 60 3864, 6 3346,8

2

35

-Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

+Xác định momen uốn tổng và momne uốn tương đương

Momen uốn tổng tại các tiết diện trục I :

Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục I

-Theo công thức 10.17[I] cùng với vật liệu đã chọn    67 ta tính được

 

10 33



 

11 3 3



 

12 33



 

13 3 3



-Xuất phát từ yêu cầu về độ bền lắp ghép và công nghệ ta chọn

đường kính các đoạn trục như sau:

+Tiết diện trục lắp nối trục đàn hồi do cần chú ý đến đường kính trục của động cơ nên ta chọn d 12 26 mm

+Tiết diện trục lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn là d10 d11  30 mm +Tiết diện trục lắp bánh răng ta chọn d13  38 d a1

-Xét điều kiện chế tạo bánh răng liền trục tại tiết diện 13:

Đối với bánh răng trụ, điều kiện chế tạo bánh răng liền trục là X≤2,5