Thuyết minh và tính toán đồ án thiết kế máy

Đây là bản thuyết minh về đồ án thiết kế máy. Bên cạnh đó, có một file nén .rar bao gồm file tính toán exel tự làm, nó sẽ giúp bạn tính toán nhanh phần thuyết minh và cả các kích thước cho phần vẽ cad. Một điều nữa là khi bạn có bất cứ điều gì sai ở phần đầu thì cũng không phải lo tính lại lâu vì file exel sẽ tính lại tự động cho bạn. Chỉ cần bạn tự tính bằng file exel của mình thì bạn sẽ không phải lo mất nhiều công sức cho đồ án thiết kế máy này. Ngoài ra,trong file nén .rar còn có file cad của mình tự làm đồ án và đã qua môn nha các bạn. Chúc các bạn làm đồ án thiết kế thật tốt.

1

TÀI LIỆU CỦA MÌNH BAO GỒM:

1 FILE THUYẾT MINH (WORD)

2 FILE TÍNH TOÁN BẢN THUYẾT MINH (EXEL)

3 FILE BẢN VẼ CHẾ TẠO BÁNH RĂNG (CAD)

4 FILE BẢN VẼ LẮP(CAD)

RIÊNG FILE TÍNH TOÁN, BAN CÓ THỂ THAY ĐỔI MỘT VÀI CÔNG THỨC CƠ BẢN THÌ CÓ THỂ GIÚP MÌNH TÌNH TOÁN NHANH CẢ NHỮNG HỘP GIẢM TỐC (HGT) KHAI TRIỂN, HGT PHÂN ĐÔI, HGT ĐỒNG TRỤC, HGT BÁNH RĂNG NÓN.

DƯỚI ĐÂY MÌNH CHỤP HÌNH LẠI FILE TÍNH TOÁN CHO CÁC BẠN XEM ĐỂ CÓ THỂ HIỂU RÕ ĐƯỢC FILE CỦA MÌNH NHƯ THẾ NÀO CHÚC CÁC BẠN CÓ THỂ LÀM TỐT MÔN ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÌNH NGHĨ NÓ SẼ GIÚP RẤT NHIỀU CHO CÁC BẠN KHI CÓ SAI SÓT GÌ

MÀ KHÔNG CẦN SỢ PHẢI TÍNH TOÁN LẠI TỪ ĐẦU

2

3

4

5

6

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

2- Bộ truyền đai thang

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh

Thời gian phục vụ L, năm: 3 năm

Số ngày làm trên năm Kng , ngày: 210 ngày

Số ca làm trong ngày, ca: 1 ca

Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ

Chế độ tải: T1 = T ; T2 = 0,6T ; T3 = 0,8T ;

t1= 15s ; t2 = 30s ; t3 = 18s ;

7

YÊU CẦU

01 bản thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán bộ truyền hở (đai hoặc xích)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh rang hoặc trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

8

MỤC LỤC

Trang

MỤC LỤC ……….……….3

LỜI NÓI ĐẦU……… 4

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN…… 5

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ……… ………10

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN……… 10

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ……… …….…… 14

2.3 KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU……….27

2.4 CHỌN NỐI TRỤC……… …28

2.5 THIẾT KẾ TRỤC-CHỌN THEN……… ……….29

2.6 TÍNH TOÁN Ổ LĂN………40

2.7 CHỌN THÂN MÁY,BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ……… 45

PHẦN 3: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP……… 51

KẾT LUẬN……… …53

TÀI LIỆU THAM KHẢO……….… 54

9

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ thiết kế bằng máy tính ; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan

về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào

đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy ………., các thầy cô và các bạn trong khoa Cơ Khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

10

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ

TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1 Xác định công suất sơ bộ

Công suất cần thiết của hệ:

𝑃𝑐𝑡 = 𝑃 𝐾𝑡𝑑

𝜂𝑐ℎTrong đó:

- 𝜂𝑐ℎ : hiệu suất cả hệ thống

- 𝑃𝑐𝑡 : công suất cần thiết

- P : công suất trên trục công tác

- 𝐾𝑡𝑑 : hệ số tương đương đổi công suất làm việc sang công suất đẳng trị

Theo dữ kiện đề bài và các số liệu được tra cứu trong tài liệu [1], ta có:

- Công suất trên trục công tác 𝑃 = 7 𝑘𝑊.

- Hiệu suất cả hệ thống:

𝜂𝑐ℎ = 𝜂𝑏𝑟𝑛 𝜂𝑏𝑟𝑐 𝜂𝑜𝑙4 𝜂đ 𝜂𝑛𝑡 = 0,97.0,97 0,994 0,96.1 = 0,87 Với:

𝜂𝑏𝑟𝑛 - hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

𝜂𝑏𝑟𝑐 - hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

𝜂𝑜𝑙 - hiệu suất của các ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

𝜂đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang

𝜂𝑛𝑡 - hiệu suất của nối trục ( Ta chọn 𝜂𝑛𝑡 = 1)

Tra giá trị các hiệu suất trên trong bảng 2.3 trong tài liệu [1] ta thu được kết quả sau:

∑𝑛 𝑡𝑖𝑖=1

= √12 15 + 0,62 30 + 0,82 18

15 + 30 + 18 = 0,77

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ

Tỉ số truyền chung của hệ:

𝑢𝑐ℎ𝑢𝑛𝑔 = 𝑢ℎ𝑔𝑡 𝑢đTra giá trị các hiệu suất trên trong bảng 2.4 trong tài liệu [1] ta thu được kết quả sau:

- Đối với bộ truyền đai thang, ta chọn 𝑢đ = 2,45

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh, tỉ số truyền 𝑢ℎ𝑔𝑡 được chọn trong khoảng 8 ÷ 40 Ta chọn 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 10,8

Vậy tỉ số truyền sơ bộ như sau:

- Tỷ số truyền chọn sơ bộ là 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 10,8

1.3 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH

1.3.1 Tính toán công suất trên các trục:

Mặc dù ta chọn động cơ bằng công suất đẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông

số kỹ thuật, ta lại dùng động cơ làm việc tối đa

Công suất trên trục 3:

𝑃𝐼𝐼𝐼 = 𝑃𝑐ô𝑛𝑔 𝑡á𝑐

𝜂𝑛𝑡 𝜂𝑜𝑙2= 6,2

1 0,992 = 6,34( 𝑘𝑊) Công suất trên trục 2:

𝑃𝐼𝐼 = 𝑃𝐼𝐼𝐼

𝜂𝑏𝑟𝑐 𝜂𝑜𝑙 =

6,340,97.0,99 = 6,6(𝑘𝑊) Công suất trên trục 1:

𝑃𝐼 = 𝑃𝐼𝐼

𝜂𝑏𝑟𝑛 𝜂𝑜𝑙 =

6,60,97.099 = 6,87(𝑘𝑊) Công suất trên trục động cơ:

𝑃đ𝑐 = 𝑃𝐼

𝜂đ =

6,870,96 = 7,16(𝑘𝑊)

Ta thấy rằng công suất làm việc 𝑃đ𝑐 (7,16kW) nhỏ hơn công suất định mức của động

cơ đã chọn (7,5 kW) Vì vậy, ta không cần phải chọn lại động cơ

Số vòng quay của trục II:

𝑛𝐼𝐼= 𝑛𝐼

𝑢𝑏𝑟𝑛 =

4853,6 = 165(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

Số vòng quay của trục III:

1.3.3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

Moment xoắn trên trục động cơ

𝑇đ𝑐 = 9,55 106 𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐= 9,55 106

7,16

1455 = 46971(𝑁 𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục I

𝑇𝐼 = 9,55 106 𝑃𝐼

𝑛𝐼 = 9,55 106

6,78

594 = 110475(𝑁 𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục II

𝑇𝐼𝐼 = 9,55 106 𝑃𝐼𝐼

𝑛𝐼𝐼= 9,55 106

6,6

165 = 381922(𝑁 𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục III

𝑇𝐼𝐼𝐼 = 9,55 106 𝑃𝐼𝐼𝐼

𝑛𝐼𝐼𝐼 = 9,55 106

6,34

55 = 1100279(𝑁 𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục công tác:

𝑇𝑐𝑡 = 9,55 106𝑃𝑐𝑡

𝑛𝑐𝑡= 9,55 106

6,2

55 = 1078384(𝑁 𝑚𝑚)

Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑1= 160 (mm)

Giả sử hệ số trược tương đối là : 𝜉 = 0,01

𝑑2 = 𝑢 𝑑1 (1 − 𝜉) = 2,45.160 (1 − 0,01) = 388 (𝑚𝑚) Theo giá trị tiêu chuẩn ta chọn 𝑑2= 400(mm)

Tỷ số truyền thực tế:

𝑑1(1 − 𝜉) = 2,53 Sai lệch với giá trị chọn trước là 3% (thõa điều khiện nhỏ hơn hoặc bằng 3% -5%)

16

Theo tiêu chuẩn chọn L = 1900 (mm) = 1,9 (m)

Tính toán lại khoảng cách trục a:

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u:

𝐶𝑢 = 1,135𝑣ì 𝑢 = 2,45 ≥ 2,4

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Kđ = 1,1 (Do làm việc 1 ca, động cơ điện 1 chiều, tải va đập nhẹ)

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

= 2,48 Vậy ta chọn z =3

Với z = 3 suy ra 𝐶𝑧 = 0,95

Ta kiểm nghiệm lại z = 2,61 Do đó ta vẫn chọn z = 3 thỏa

2.1.1 Chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai:

Theo bảng 4.4, ta chọn e = 12,5 mm và t = 19 mm

𝐵 = 2 𝑒 + (𝑧 − 1) 𝑡 = 63 (𝑚𝑚) Đường kính ngoài bánh đai với ho = 4,2 mm

𝑑𝑎 = 𝑑 + 2 ℎ0 = 168,4 (𝑚𝑚)

2.1.1 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng ban đầu:

𝐹𝑟 = 2𝐹0 𝑧 sin (𝛼1

2) = 1247(𝑁)

2.1.1 Bảng thông số bộ truyền đai thang:

Thông số đai thang loại B:

19

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.2.1 Thông số thiết kế:

Thời gian phục vụ :L = 3 năm

Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 210 ngày/năm, 1 ca/ngày, 8 tiếng /ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng);

- Tỷ số truyền : ubr1 = 3,6

- Số vòng quay trục dẫn: n1 = 594 (vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn : T1 = 110475 Nmm

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng);

- Tỷ số truyền : ubr2 = 3

- Số vòng quay trục dẫn: n2 = 165 (vòng/phút)

- Momen xoắn T trên trục dẫn : T2 = 381922 Nmm

2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh

Theo bảng 6.2 trong tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện:

- Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70

Bánh chủ động : 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 2𝐻𝐵1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎 Bánh bị động : 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 𝑀𝑃𝑎

- Giới hạn mỏi uốn: 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8𝐻𝐵

1,75 =236,57 ( MPa)

Ứng suất quá tải cho phép:

[𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8.450 = 1260 𝑀𝑃𝑎

21

[𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360 𝑀𝑃𝑎

- Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu [1])

- T1=110475 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động

- ψba= 0,35; ψbd= ψba(u+1)

2 = 0,85

- KHβ = 1,128: trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.với

ψbd=0,85 tra bảng 6.7 trong tài liệu [1]

Với kết quả aw tính được ta chon khoảng cách trục tiêu chuẩn aw = 160 mm

2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp:

Mô đun bánh răng mn = (0.01 ÷ 0.02)aw = 1,6 ÷ 3,2 (mm),theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 trong tài liệu [1] chọn mn = 2 (mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 200

Theo (6.31) trong tài liệu [1] số răng bánh nhỏ:

β = arccosmn (u+1)Z1

2aw = 18,20

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

- ZM = 274 MPa13:hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5 tài liệu [1])

- ZH :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:theo công thức (6.34) tài liệu [1]

ZH = √ 2 cos βb

sin(2αtw)= 1,69 Với :

βb là góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:

βb = arctg[cos(αt) tgβ] = 17,060

αt là góc profin răng:

αt = αtw = arctg [tgα

cosβ] = arctg [cos14,53tg200 0] = 20,960(αtw là góc ăn khớp)

- Zε:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,xác định như sau:

- KHβ = 1,1:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- Theo (6.40) tào liệu [1],vận tốc vòng của bánh chủ động:

v = πdw1 n16×104 = 2,16 m/s

Trong đó đường kính vòng lăn chủ động:

dw1 = 2aw

um + 1 = 69,6 mm

- Với v = 2,16 (m/s) < 4 (m/s) theo bảng 6.13 trong tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9

[σH]cx = [σH] ZV ZR KxH = 436 MPa (2) Như vậy từ (1) và (2) ta có σH < [σH],cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn:

vF = δFg0v√aw

u = 6,3 (trong đó δF = 0,006 theo bảng 6.15, g0 = 73 theo bảng 6.16)

24

KFv= 1 + vFbwdw1

2T1KFβKFα = 1,064 Vậy KF= KFαKFβKFv= 1,4.1,21.1,16 =1,84

- Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu [1]

140= 0,87:hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Với m = 2 mm , YS = 1,08 - 0,06951.ln(m) = 1,032, YR =1(bánh răng phay),

KxF =1(da < 400mm),do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

[σF1] = [σF1]YRYsKxF= 252.1.1,032.1 = 265 MPa [σF2] = [σF2]YRYsKxF= 236,57.1.1,032.1 = 244 MPa

- Độ bền uốn tại chân răng

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải:

Kqt = 1

Ktd= 1,3

- Theo 6.48 tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

σHmax= [σH] √Kqt = 478 MPa < [σH2]max= 1260 MPa

- Theo 6.49 tài liệu [1]:

σF1max = σF1 Kqt = 131,5MPa < [σF1]max= 464 MPa

σF2max = σF2 Kqt = 127 MPa < [σF2]max = 360 MPa

Fr1 =Fr2 = 𝐹𝑡×tan20

0

cos 18,20 = 608,5 𝑁 Lực dọc trục

27

- Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70

Bánh chủ động : 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 2𝐻𝐵1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 𝑀𝑃𝑎 Bánh bị động : 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 𝑀𝑃𝑎

- Giới hạn mỏi uốn: 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8𝐻𝐵

𝑆𝐻 =530× 1

1,1 =557 MPa

- Do tính bánh răng thẳng nên chọn:

[𝜎𝐻]=[𝜎𝐻1] = 495,46 MPa [𝜎𝐻1]𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝑐ℎ𝑚𝑎𝑥1 2,8 = 580.2,8 = 1624 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻2]𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝑐ℎ𝑚𝑎𝑥2 2,8 = 450.2,8 = 1260 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎𝐹]=𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚𝐾𝐹𝑐 𝐾𝐹𝐿

𝑆𝐹 Với KFC = 1 (do quay 1 chiều),SF =1.75 – tra bảng 6.2 trong tài liệu [1]

- Ka=49,5 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu [1])

- T1=381922 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động

28

- ψba= 0,5; ψbd= ψba(u+1)

2 = 1,06

- KHβ = 1,033: trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.với,

ψbd = 1,06 tra bảng 6.7 tài liệu [1]

Suy ra, với kết quả aw tính được ta chon khoảng cách trục tiêu chuẩn aw = 200 mm

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

σH = ZMZHZε

dw2 √

2T2KH(um+ 1)

bwu Trong đó:

- ZM = 274 MPa13:hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5 tài liệu [1])

- ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:theo công thức (6.34) tài liệu [1]:

ZH = √sin(2α2

tw )= 1,58 Với bánh răng không dịch chỉnh:

dw1 = 2aw

um + 1 = 100 mm Với v = 0,86 (m/s) < 4 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9

KHv= 1 + vH.bw dw1

2 T2 KHβKHα= 1,03 Vậy KH = KHαKHβKHv= 1,2

30

Theo (6.1) với v =0,86 (m/s) <5(m/s), Zv=0.85V0.1 = 0,84 do cần gia công độ nhám Ra = 2,5 μm nên Zr = 0,95 với vòng đỉnh bánh răng da <700 mm, KxH= 1,do đó theo (6.1) và (6.1) tài liệu [1]:

[σH]cx = [σH] ZV ZR KxH= 427 MPa (2) Như vậy từ (1) và (2) ta có σH < [σH],cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn σF= 2T2 KFYεYβYF1

vF = δFg0v√aw

u = 8,2 (trong đó δF = 0,016 theo bảng 6.15, g0 = 73 theo bảng 6.16)

KFv= 1 + vFbwdw1

2T2KFβKFα= 1,07 Vậy KF= KFαKFβKFv= 1,56

- Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu [1]

- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ = 1

- Với m = 2,5 mm , YS = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,016, YR =1(bánh răng phay),

KxF =1(da < 400mm),do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

[σF1] = [σF1]YRYsKxF= 272 MPa [σF2] = [σF2]YRYsKxF= 251 MPa

Độ bền uốn tại chân răng

σF1= 2T2KFYεYβYF1

bwdw1m = 100 MPa < [σF1] = 261,07 MPa

σF2= σF1YF2

YF1 = 97 MPa < [σF2] = 245,09 MPa

31

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt = 1,3

Theo 6.48 tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

σHmax= [σH] √Kqt = 471 MPa < [σH2]max= 1260 MPa Theo 6.49 tài liệu [1]:

σF1max = σF1 Kqt = 130 MPa < [σF1]max = 464 MPa

σF2max = σF2 Kqt = 126 MPa < [σF2]max = 360 MPa

2.2.2.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

(Z1)

Bánh bị dẫn (z2)

32

2.3 KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh:

- Múc dầu thấp nhất ngập (0,75÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 =4.5 mm ) của bánh răng

2 (nhưng ít nhất 10 mm)

- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = 10…….15mm

- Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1/3.R mỗi bánh răng 4

Tổng hợp ba điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau:

H = 1

2𝑑𝑎2− ℎ2 − (10 … 15) > 1

3𝑑𝑎4 𝑛ế𝑢 ℎ2 > 10 𝑚𝑚 (1) Hoặc H = 1