Thuyết minh Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

Thuyết minh Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp Đồ án môn học chi tiết máy chuẩn. Đồ án chi tiết máy TNUT Hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp Việc thiết kế Đồ án hoặc hoàn thành bài tập lớn là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được những kiến thức cơ bản của môn học. Trong đó, môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy thiết kế Đồ án môn học Chi tiết máy là công việc quan trọng và rất cần thiết.

ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: Th.S LÊ XUÂN HƯNG

K155520103172

Thái Nguyên 2018

1

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng Xã Hội Chủ Nghĩa trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng Các hệ thống máy móc đang ngày càng từng bước thay thế sức lao động của con người Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là sinh viên khoa Cơ khí – Trường Đại học Kỹ thuật Công Nghiệp – Đại học Thái Nguyên, chúng em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức

mà mình được tiếp thu từ thầy cô giảng dạy

Việc thiết kế Đồ án hoặc hoàn thành bài tập lớn là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được những kiến thức cơ bản của môn học Trong đó, môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ

sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung

từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy thiết kế Đồ án môn học Chi tiết máy là công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của chúng em được thầy giáo Th.S Lê Xuân Hưng giao cho là thiết

kế trạm dẫn động dùng cho xích tải, dùng hộp giảm tốc côn-trụ hai cấp Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,

sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn chúng em đã hoàn thành được đồ án này Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên

đồ án này không tránh khỏi những thiếu sót Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Thiết kế cơ khí để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này

Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp

đỡ chúng em đặc biệt là thầy hướng dẫn Th.S Lê Xuân Hưng

Giảng viên hướng dẫn

Lê Xuân Hưng

Thái Nguyên, ngày 01 tháng 01 năm 2019

Sinh viên

Nguyễn Xuân Huy

2

Phần I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện

1.1 Chọn loại và kiểu động cơ

Động cơ điện có nhiều kiểu loại, nhưng dùng trong hộp giảm tốc thì ta phải tính toán

và chọn lựa sao cho phù hợp nhất để vừa thỏa mãn cả hai yếu tố kinh tế và kỹ thuật Dưới đây sẽ trình bày về một số loại động cơ và cách chọn

a Động cơ điện một chiều

Dùng dòng điện 1 chiều để làm việc (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp), hoặc dùng dòng điện một chiều điều chỉnh được (Hệ thống máy phát – động cơ) Ưu điểm của loại này là cho phép thay đổi trị số của moomen và vận tốc góc trong một phạm

vi rộng Ngoài ra dùng động cơ điện một chiều khi khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó thích hợp dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm chi phí đầu tư để lắp các thiết bị chỉnh lưu

b Động cơ điện không đồng bộ 1 pha

Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm Do vậy không thích hợp để làm việc trong điều kiện cần công suất lớn như hộp giảm tốc

c Động cơ điện xoay chiều ba pha

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm hai loại là: Động cơ

mở máy và dừng máy)

- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rôto dây cuốn và Rôto lồng sóc Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy

3

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng Nhược điểm của nó là hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn) Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp Để dẫn các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn,… nên sử dụng loại động cơ này Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động

cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn nhiệt độ cho phép Để đảm bảo điều kiện đó phải thỏa mãn yêu cầu sau:

𝑃 ≥ 𝑃 (kW) (1.1)

Trong đó: 𝑃 là công suất định mức của động cơ;

𝑃 là công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:

-Trường hợp tải không đổi:

𝑃 ≥ 𝑃 (1.2)

Trong đó: 𝑃 là công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:

𝑃 =

ct lv

P

 (kW) (1.3)

Với: 𝑃 là giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

𝜂 Hiệu suất chung của toàn hệ thống, trong trường hợp mắc nối tiếp thì

• 𝜂 = 𝜂 𝜂 𝜂 (1.4)

𝜂 𝜂 𝜂 là hiệu suất các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ thống dẫn động

Tra theo bảng 2.3 [1] ta chọn trị số hiệu suất như sau:

+ Bộ truyền đai (để hở một bộ) : 𝜂 = 0,96

+ Bộ truyền bánh răng côn (được che kín một bộ) : 𝜂 = 0,96

+ Bộ truyền bánh răng trụ (được che kín một bộ) : 𝜂 = 0,97

F v (kW) (1.5) Với : 𝐹 là lực vòng trên xích tải, đã cho 𝐹 = 6000 (N)

4

𝑣 là vận tốc vòng của xích tải, đã cho 𝑣 = 1,7 (m/s)

(1.5) => 𝑃 = 6000.1 ,7

1000 = 10,2 (kW) (1.3) => 𝑃 =

ct lvP

 =

10,20,86 = 11,86 (kW) Vậy suy ra: 𝑃 ≥ 𝑃 = 11,86 (kW)

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị : 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500 (v/ph) Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động

cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn đến kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên Vì vậy cần phải chọn số vòng quay của động cơ hợp lý

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

z - là số răng đĩa xích tải, đã cho z = 40

p - là bước xích tải, đã cho p = 38,1 (mm)

5

Theo Bảng 1.2 [2]: Tỉ số truyền nên dùng của các truyền động:

- Hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ: 𝑢 = (8 ÷ 31,5)

Căn cứ vào điều kiện trên, ta tiến hành tra theo bảng P1.3 [1] để tìm ra các thông số

kỹ thuật của động cơ là:

Bảng 1.1: Thông số động cơ

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 để thắng sức ì của hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

𝐾 - Hệ số cản ban đầu (đã cho ở sơ đồ tải trọng 𝐾 = 1,4)

Ta thấy 𝑃 = 21 (kW) > 𝑃 = 16,6 (kW) thỏa mãn điều kiện (1.9)

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác không thể lớn hơn được công suất định mức của động cơ

Kiểu động cơ Công suất

(kW)

Vận tốc quay

𝑇𝑇

𝑇𝑇

6

2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống 𝑢 được xác định theo:

ct

nun

Trong đó: 𝑛 – Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)

𝑛 – Số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Trong đó: 𝑢 , 𝑢 , 𝑢 là tỉ số truyền của từng bộ truyền trong hệ thống

Vậy, ứng với sơ đồ hệ truyền động trong đề tài này ta có:

𝑢 = 𝑢 𝑢 = 𝑢đ 𝑢 (1.12)

Với: 𝑢 – Tỉ số của các bộ truyền ngoài hộp

𝑢 – Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

𝑢đ – Tỉ số truyền của bộ truyền đai

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài thường được xác định theo kinh nghiệm, với hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với một bộ truyền ngoài hộp (cụ thể là bộ truyền đai) thì:

uđ 0,1 0,15 uh (1.13)

Hay: uđ  0,1÷0,15uΣ  0,1÷0,15 21,81=1,48÷1,81

Bộ truyền ngoài hộp giảm tốc là bộ truyền đai, để giảm sai số do việc quy chuẩn đường kính các bánh đai, ta quy chuẩn giá trị tính được theo dãy tỉ số truyền tiêu chuẩn như sau: 1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00

Vậy với 𝑢đ = (1,48÷1,81) ta sẽ lấy theo dãy tỉ số truyền tiêu chuẩn là:

𝒖𝒉 = 𝒖𝟏 𝒖𝟐 Trong đó u1 là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

u2 là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm

 Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ hai cấp, để nhận được chiều cao của hộp giảm tốc thấp nhất ta tính tỉ số truyền bộ bánh răng trụ cấp chậm 𝑢 theo công thức:

ba h

uu

u =

12,123,03 = 4

3 Tính toán các thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu là trục động cơ; các chỉ số

"I ", "II ", "III " chỉ trục số I, II và III

3.1 Tính công suất trên các trục

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ là:

6

5

4

2 1

𝑢 ÷ – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I

Ta thấy: 𝑛 = 1460 ; 𝑢 ÷ = 𝑢 = 1,8

(1.15) => 𝒏𝑰 = 1460

1,8 = 811,11 (v/ph) Tương tự ta suy ra tốc độ quay các trục còn lại:

u =

202,783,03 = 66,92 (v/ph)

n

u =

66,92

1 = 66,92 (v/ph) 3.3 Tính mômen xoắn trên các trục

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

𝑻𝒌 =

69,55.10 kk

P

n (1.16) Vậy ta có:

 Mômen xoắn trên trục động cơ:

𝑻𝒅𝒄 =

69,55.10 dcdc

P

69,55.10 11,86

1460 = 77577,4 (N.mm)

 Mômen xoắn trên trục I:

𝑻𝑰 =

69,55.10 I

I

P

69,55.10 11,27811,11 = 132692,85 (N.mm)

 Mômen xoắn trên trục II:

𝑻𝑰𝑰 =

69,55.10 II

II

P

69,55.10 10,71202,78 = 504391,46 (N.mm)

 Mômen xoắn trên trục III:

𝑻𝑰𝑰𝑰 =

69,55.10 IIIIII

P

69,55.10 10,2866,92 = 1467035,27 (N.mm)

 Mômen xoắn trên trục IV:

9

𝑻𝑰𝑽 =

69,55.10 IVIV

P

69,55.10 10,1866,92 = 1452764,5 (N.mm) 3.4 Bảng kết quả

Bảng 1.2: Tỉ số truyền và thông số trên các trục

10

PHẦN II:

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động giữa các trục xa nhau Đai được mắc lên 2 bánh đai với lực căng ban đầu F , nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt 0tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi

Nhờ có độ dẻo, bộ truyền êm, không ồn ,thích hợp với vận tốc lớn

Chỉ tiêu về khả năng làm việc của bộ truyền là khả năng kéo và tuổi thọ của đai

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Hiện nay đai hình thang được sử dụng rộng rãi trong truyền động nhờ có ưu điểm là đai thang được chế tạo thành vòng liền, chiều dài đai được tiêu chuẩn hóa, không phải nối đai như đai dẹt do đó làm việc êm hơn, chính xác hơn, nhỏ gọn hơn Trong khi đó chế tạo đai thang lại đơn giản hơn đai hình lược và đai răng Vì vậy trong bài toán này ta sẽ dùng đai hình thang để truyền chuyển động từ trục động cơ đến trục I của hộp giảm tốc

Ta có: 𝑃 = 11,86 (kW)

𝑛 = 1460 (v/ph)

Kết hợp với hình 2.1 ta sẽ

chọn loại đai tiết diện hình

thang thường, kí hiệu là ƃ

theo Liên Xô cũ (Việt Nam kí

A, mm2

Đường kính bánh đai nhỏ d 1 ,

mm

Chiều dài giới hạn l,

mm

ƃ 14 17 10,5 4,0 138 140 – 280 800 – 6300

11

2 Xác định các thông số của bộ truyền

Hình 2-2: Các thông số của bộ truyền đai 2.1 Đường kính bánh đai nhỏ

Dựa vào bảng 2.1 và theo dãy đường kính bánh đai nhỏ nên dùng (63, 71, 80, 90,

100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315,…),ta chọn trị số đường kính để đảm bảo kích thước bộ truyền ngoài nhỏ và tăng tuổi thọ cho đai vậy ta chọn đường kính bánh đai nhỏ là 𝒅𝟏= 224 (mm)

Từ đường kính bánh đai d1 đã chọn ta xác định vận tốc đai theo công thức:

𝑣 = 1

60000dc

Với lời khuyên đối với đai thang thường 𝑣 < 25 (m/s) ta thấy:

𝑣 = 17,12 (m/s) < 𝑣 = 25 (m/s) thỏa mãn điều kiện

.100% = 0,22% < 4% => Thỏa mãn

12

2.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ giữa 2 bánh đai

Theo bảng 4.14 [1] dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2 ta có:

Vậy khoảng cách trục sơ bộ đã chọn thỏa mãn điều kiện (2.3)

2.4 Chiều dài đai 𝒍 và khoảng cách trục thực tế

Từ khoảng cách trục a đã chọn ta tính chiều dài đai theo công thức (4.4) [1]:

a



π 224+400 400-224

+

Quy tròn chiều dài đai theo tiêu chuẩn, tra theo bảng 4.13 [1] được: 𝒍 = 2240 (mm)

* Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ theo công thức (4.15) [1]:

𝑖 = v

l ≤ 𝑖 = 10 (2.4) Trong đó: 𝑖 – Số lần uốn của đai trong 1 giây (𝑠 )

𝑣 – Vận tốc đai (m/s)

𝑙 – Chiều dài dây đai (mm)

(2.4) => 𝑖 = 17,12-3

2240.10 = 7,64 (𝑠 )

Ta thấy 𝑖 = 7,64 < 𝑖 = 10 do đó chiều dài đai đã chọn hợp lí

* Từ chiều dài đai tiêu chuẩn đã chọn ta tính chính xác lại khoảng cách trục a thực tế theo công thức (4.6) [1]:

Ta thấy 𝛼 = 163,92° thỏa mãn điều kiện 𝛼 ≥ 120°

[𝑃 ] – công suất cho phép (kW)

𝐾đ – hệ số tải trọng động

𝐶 – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼

𝐶 – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

𝐶 – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

𝐶 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho

- Tra theo bảng 4.16 [1] được 𝐶 = 1

- Tra theo bảng 4.17 [1] được 𝐶 = 1,12

- 𝐶 khi tính có thể dựa vào tỉ số 𝑧′ =

 0 IP

P =

11,865,902 = 2 do đó tra theo bảng 4.18 [1] ta được 𝐶 = 0,95

Vậy số đai sẽ là: z 11,86.1,1

5,902.0,96.1.1,12.0,95

 = 2,16 => Chọn số đai z = 3

2.7 Xác định chiều rộng và đường kính ngoài của bánh đai

- Từ số đai đã chọn, tính chiều rộng bánh đai theo công thức (4.17) [1]:

B = (z – 1)t + 2e = (3 – 1).19 + 2.12,5 = 63 (mm) (2.6)

- Đường kính ngoài của bánh đai (𝑑 ) tính theo công thức (4.18) [1]:

 Đối với bánh đai nhỏ: 𝑑 = 𝑑 + 2ℎ (2.7)

14

Với: 𝑑 - đường kính bánh đai nhỏ, đã tính tìm ra 𝑑 = 224 (mm)

ℎ – tra theo bảng 4.21 [1] ứng với đai ƃ ℎ = 4,2 (mm)

(2.7) => 𝑑 = 224 + 2.4,2 = 232,4 (mm)

 Đối với bánh đai lớn: 𝑑 = 𝑑 + 2ℎ (2.8)

Với: 𝑑 - đường kính bánh đai lớn, đã tính tìm ra 𝑑 = 400 (mm)

ℎ – tra theo bảng 4.21 [1] ứng với đai ƃ ℎ = 4,2 (mm)

(2.8) => 𝑑 = 400 + 2.4,2 = 408,4 (mm)

3 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

3.1 Lực căng ban đầu (𝑭𝟎)

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.19) [1]:

𝐹 = 780P KI đ

vC z + F (2.9) v Trong đó: 𝐹 – lực căng do lực li tâm sinh ra (N)

𝐹 = 𝑞 𝑣 , với 𝑞 – khối lượng 1 mét chiều dài đai (kg/m), tra bảng

4.22 [1] ta được: 𝑞 = 0,178 (kg/m) => 𝐹 = 0,178.17,122 = 52,17 (N) 𝑣 – Vận tốc vòng của đai, đã tính được theo (2.1) 𝑣 = 17,12 (m/s) (2.9) => 𝐹 = 780 11,86.1,1 17,12.0,96.3 + 52,17 = 258,55 (N) 3.2 Lực tác dụng lên trục (𝑭𝒓) 𝐹 = 2F0zsin α1 ( ) 2 (2.10) <=> 𝐹 = 2.258,55.3.sinα1 2 = 1536,05 (N) 4 Bảng kết quả tính đai

Bảng 2.2: Thông số chọn đai Thông số Trị số Bánh đai nhỏ 𝑑 (mm) 224

Bánh đai lớn 𝑑 (mm) 400

Chiều dài đai 𝑙 (mm) 2240

Chiều rộng đai B (mm) 63

Số đai z 3

Khoảng cách trục a (mm) 623,7

Lực tác dụng lên trục 𝐹 (N) 1536,05

Đường kính

15

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh – bánh răng côn răng thẳng Với bộ truyền bánh răng được che kín, bôi trơn đầy đủ dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ

bề mặt vì mỏi, và gãy răng do quá tải Vì vậy khi thiết kế cần tiến hành tính truyền động bánh răng về độ bền tiếp xúc của mặt răng và kiểm nghiệm răng về quá tải nhằm đảm bảo

độ bền uốn của chân răng

1.1 Chọn vật liệu

Hộp giảm tốc đang thiết kế có công suất trung bình nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc 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 Muốn tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: HB1 ≥ HB2 + (10 ÷ 15)HB

Nhiệt luyện

Kích thước S,

mm, không lớn hơn

bền

𝜎 , MPa

Giới hạn chảy

𝜎 , MPa Bánh răng

σ

S YRYSKxFKFCKFL (MPa) (2.12) Trong đó:

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

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

  (MPa) (2.12a) Trong đó:

− σH limo và σF limo là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu

kì cơ sở, trị số của nó tra ở bảng 6.2 [1] được:

− KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do đặt tải một phía nên: KFC = 1

− KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng

bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

H HO HL

Do đó: NHO1 = 30HHB12,4 = 30.2552,4 = 17,9 (triệu chu kì)

NHO2 = 30HHB22,4 = 30.2402,4 = 15,5 (triệu chu kì) + NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106 (chu kì)

17

+ NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

NHE = NFE = N = 60cntΣ (2.16) Với: c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, vì ăn khớp 1 lần nên c = 1

n – số vòng quay trong một phút của bánh răng đang xét

+ NHE1 > NHO1 và NHE2 > NHO2 thì lấy NHE = NHO, do đó KHL = 1

+ NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO2 thì lấy NFE = NFO, do đó KFL = 1

Thay các giá trị vừa xác định vào công thức (2.11a) và (2.12a) sơ bộ ta được:

 1 lim1

1

580 527,31,1

H sb H

H

KS

Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị của [σH1]sb và [σH2]sb do đó:

[σH]sb = [σH2]sb = 500 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, theo (6.13) [1] có:

[σH]max = [σH2]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, theo (6.14) [1] ta có:

[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)

[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

1.3 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a Xác định chiều dài côn ngoài

(triệu chu kì) (triệu chu kì)

- KR = 0,5Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng, với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 MPa1/3

- TI – mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

- [σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa), [σH] = 500 (MPa)

Thay các giá trị vừa xác định vào công thức (2.17), ta được:

 

I Hβ 2

2

132692,85.1,16

(1 0,3).0,3.4.500e

 Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Theo (6.52b) [1] công thức thiết kế có dạng:

 sb

I Hβ 3

Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:

- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn Zvn1 ≥ Zmin = 17, trong đó:

19

Với bánh răng côn răng thẳng Zvn1 = Z /cosδ 1 1

- Để răng đủ độ bền uốn, môđun vòng ngoài: mte ≥ b/10 với b = KbeRe

Quan tâm đến hai điểm vừa nêu ta tiến hành chọn m và Z như sau:

b.1 Xác định số răng bánh 1:

Dùng bảng 6.22 [1] theo de1 để tra Z1p, sau đó tính Z1 Ta có:

de1 = 90,16 (mm), tỉ số truyền u1 = 4, tra theo bảng 6.22 [1] ta được Z1p = 17

Vì độ rắn mặt răng HB1, HB2 < 350 nên Z1 = 1,6Z1p = 1,6.17 = 27,2 (răng)

=> chọn sơ bộ Z1 = 28 răng

b.2 Tính đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình mtm

- Đường kính trung bình tính theo công thức (6.54) [1]:

Từ bảng 6.8 [1] ta chọn môđun tiêu chuẩn ưu tiên theo dãy 1: Chọn mte = 4 (mm)

- Tính lại môđun trung bình mtm:

b.4 Xác định số răng bánh răng 2 và góc côn chia

b.5 Tính lại đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài

- Đường kính trung bình tính lại theo Z1 đã chọn:

dm1 = mtm.Z1 = 3,4.23 = 78,2 (mm)

- Chiều dài côn ngoài:

Re = 0,5mte Z + Z = 0,5.4 2312 22 2+922 = 189,66 (mm)

20

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện (6.58) [1]:

ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM tra trong bảng 6.5 [1], ta được ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6.12 [1] với:

KHα – 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 KHα = 1

KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức (6.63) [1]:

H m1 Hv

+ v – vận tốc vòng bánh răng côn nhỏ, v tính theo công thức (6.62) [1]

I H H

v bdK

[σH]sb - ứng suất tiếp xúc sơ bộ đã xác định ở phần 1.2, [σH]sb = 500 (MPa)

ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với độ rắn mặt răng Brinen HB

<350, v = 3,32 (m/s) < 5 (m/s) thì ZV = 1

ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, chọn cấp chính xác về tiếp xúc

là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25μm, do đó ta có ZR = 0,95

ZxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, khi đường kính vòng đỉnh bánh răng da ≤ 700 (mm) thì KxH = 1

22

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép, theo công thức (6.65) và (6.66) [1] ta có:



     (2.25)  

trong đó:

TI – mômen xoắn trên bánh chủ động, TI = 132692,85 (Nmm)

mnm – môđun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm = 3,4

b – chiều rộng vành răng, b = 54 (mm)

dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 78,2 (mm)

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

YF1, YF2 – hệ số dạng răng, với bánh răng côn răng thẳng thì số răng tương đương được tính theo công thức (6.53a) [1]:

Zvn1 = 1

1

Zcosδ =

23cos14,036° = 23,7

Zvn2 = 2

2

Zcosδ =

92cos75,964° = 379,3 Với x1 = x2 = 0 tra bảng 6.18 ta được YF1 = 3,48 ; YF2 = 3,63

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFβKFαKFv

với KFβ là hệ số kể đến đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

I F F

v bdK

23

dm1 đường kimhs trung bình bánh răng côn nhỏ dm1 = 78,2 (mm)

δF tra bảng 6.15 [1] ứng với răng thẳng, có vát đầu răng, HB <350 ta được δF = 0,011

go tra bảng 6.16 [1] ta được go = 61

=> 0,011.61.3,32 78, 2.(4 1) 22,03

4F

(m/s)

=> 1 22,03.54.78,2 1,27

2.132692,85.1,31.1Fv

F F F

F

YY



 Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép

Theo công thức (2.12) và (2.12a) ta có:

   F  F sbY Y KR F xFTrong đó:

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, ta có YR = 1

YS – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

24

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy vv…) với hệ

số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại Với tải không đổi: Kqt = Kbđ = 1,4

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép: H max H Kqt  H max (2.26)

với: σH = 461,27 (MPa) ; [σH]max = 1260 (MPa)

=> σHmax = 461,27 1,4 = 545,78 (MPa) Do đó: σHmax < [σH]max

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: F max FKqt  F max (2.27)

Kiểm tra cho bánh 1: F1max F1 qt F1

maxK

25

f Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Bảng 2.4 : Thông số bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re Re = 0,5mte Z + Z 12 22 189,66 (mm)

ngoài de1 ; de2 de1 = mteZ1 ; de2 =mteZ2

de1 = 92 (mm)

de2 = 368 (mm) Đường kính trung

bình dm1 ; dm2 dm1(2) = (1 - 0,5b/Re)de1(2)

dm1 = 78,9 (mm)

dm2= 315,61 (mm) Chiều cao răng ngoài he

he=2hte.mte + c với c=0,2mte ; hte =cosm he =8,8 (mm) Chiều cao đầu răng

hae1 = (hte +xn1.cos)mte với xn1 = 0,4 tra Bảng 6.20 [1]

hae2 = 2hte.mte – hae1

hae1 = 5,6 (mm)

hae2 = 2,4 (mm) Chiều cao chân răng

ngoài hfe1; hfe2 hfe1(2) = he – hae1(2)

hfe1 =3,2 (mm)

hfe2 =6,4 (mm) Đường kính đỉnh răng

ngoài dae1 ; dae2 dae1(2) = de1(2) + 2hae1(2).cos1(2) dae1= 102,87 (mm)

dae2= 369,16 (mm) Góc chân răng f1; f2 f1(2)= arctan(hfe1(2))/Re f1=0,383

26

2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm – bánh răng trụ răng nghiêng

Bộ truyền bánh răng này được che kín, bôi trơn đầy đủ do đó tính răng về độ bền tiếp xúc nhằm tránh tróc rỗ vì mỏi đồng thời hạn chế mòn và dính theo điều kiện ứng suất tiếp xúc: σH ≤ [σH]

2.1 Chọn vật liệu cho cặp bánh răng trụ

Do không có yêu cầu đặc biệt về vật liệu chế tạo bánh răng, theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng trụ giống với cặp bánh răng côn

Bảng 2.5: Vật liệu cho cặp bánh răng trụ

Loại bánh

răng

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện

Kích thước S,

mm, không lớn hơn

Độ rắn Giới hạn bền

𝜎 , MPa

Giới hạn chảy

𝜎 , MPa Bánh răng

σ

S YRYSKxFKFCKFL (MPa) (2.29) Trong đó:

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

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

  (MPa) (2.28a)

  (MPa) (2.29a) Trong đó:

− σH limo và σF limo là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu

kì cơ sở, trị số của nó tra ở bảng 6.2 [1] được:

− KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do đặt tải một phía nên: KFC = 1

− KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng

bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

H HO HL

Do đó: NHO3 = 30HHB32,4 = 30.2352,4 = 14,71 (triệu chu kì)

NHO4 = 30HHB42,4 = 30.1902,4 = 8,83 (triệu chu kì) + NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106 (chu kì)

+ NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

NHE = NFE = N = 60cntΣ (2.33) Với: c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, vì ăn khớp 1 lần nên c = 1

n – số vòng quay trong một phút của bánh răng đang xét

+ NHE3 > NHO3 và NHE4 > NHO4 lấy NHE = NHO, do đó KHL = 1

+ NFE3 > NFO3 và NFE4 > NFO4 lấy NFE = NFO, do đó KFL = 1

Thay các giá trị vừa xác định vào công thức (2.28a) và (2.29a) sơ bộ ta được:

Hlim3 H

[σH]max = [σH4]max = 2,8σch4 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, theo (6.14) [1] khi HB < 350 ta có:

29

trong đó:

Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 [1] với bộ truyền bằng thép, loại răng nghiêng ta có: Ka = 43 (MPa1/3)

TII – mômen xoắn trên trục bánh chủ động, ta có TII = 504391,46 (Nmm)

[σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = [σH]sb = 450 (MPa)

u2 – tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm, u2 = 3,03

ψba = bw/aw – hệ số chiều rộng vành răng trụ, đã chọn ở phần I lấy ψba = 0,4

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 [1] với:

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng

β của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức (6.18) [1]:

Số răng bánh lớn: Z4 = u2Z3 = 3,03.37 = 112,11 (răng) => Lấy Z4 = 112

Khi đó, tỉ số truyền thực tế là:

u2t = Z2/Z1 = 112/37 = 3,028 Tính lại góc nghiêng β:

Với bánh răng nghiêng nhờ có góc nghiêng  của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước  x = x3 = x4 = 0

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện theo (6.33) [1]:

Ở đây: βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tanβb = cosαt.tanβ Với αt và αtw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên:

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

w β

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

ăn khớp, tra bảng 6.14 [1] với vận tốc vòng bánh chủ động là: πd nw3 II

60000

v

ở đây: nII – là tốc độ quay của trục bánh răng 3

dw3 – là đường kính vòng lăn bánh 3, tính theo công thức trong bảng 6.11 [1]:

w w3

II Hβ Hα

v b d

K = 1+

2T K K trong đó: TII – là mômen xoắn trên trục II, TII = 504391,46 (Nmm)

=> 0,002.73.1, 2 227 1,52

3,028H

 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức (2.28) và (2.28a) ta có:

trong đó:

32

- ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với cấp chính xác động học là

9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25μm, do đó ZR = 0,95

- ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v = 1,2 (m/s) < 5 (m/s) thì

Vậy bộ truyền đảm bảo về độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép, theo công thức (6.43) và (6.44) [1] ta có:

 

3 3

TII – mômen xoắn trên bánh chủ động, TII = 504391,46 (Nmm)

Yβ – hệ số xét đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1 – β/140 = 1 – 10,074o/140 = 0,928

YF3, YF4 – hệ số dạng răng của bánh răng 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương Zv và hệ số dịch chỉnh Ở đây ta có hệ số dịch chỉnh x3 = x4 = 0 và:

4

F F F

 Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức (2.29) và (2.29a) ta có: [σF] = [σF]sbYRYSKxF (2.45) Trong đó:

+) [σF3]sb = 241,71 (MPa)

+) [σF4]sb = 195,43 (MPa)

+) YR – hệ số xét đến bảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, YR = 1

+) YS – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, ta có:

34

σF3 = 106,74 (MPa) < [σF3] = 242,8 (MPa)

σF4 = 103,6 (MPa) < [σF4] = 186,4 (MPa)

Do đó bộ truyền đảm bảo điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (ví dụ lúc mở máy, hãm máy,…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại Với tải không đổi: Kqt = Kbđ = 1,4

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép: σHmax= σH Kqt  σH max (2.46)

với: σH = 427.5 (MPa) ; [σH]max = 1260 (MPa) => σHmax = 427,5 1,4 = 505,8 (MPa)

ta thấy: σF max3 = 149,44 (MPa) < σ F3max= 464 MPa 

Kiểm tra bánh 4: F max4 F4 qt F4

max

Ta thấy: σF max4 = 145,04 MPa < σ   F4max=360 MPa 

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện về quá tải

35

f Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bảng 2.6: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

Đường kính đáy răng df3

df4

df3= d3-2,5m

df4 =d4-2,5m

105,24 (mm) 333,76 (mm) Khoảng cách trục

a = 0,5(d3 + d4) = 0,5m(Z3 + Z4)/cosβ

227 (mm)

Góc profin răng αt αt = arctan(tanα/cosβ) 20,288º Góc ăn khớp αtw αtw = arccos(acosαt/aw) 20,288o

III KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN, CHẠM TRỤC VÀ SAI SỐ VẬN TỐC

CHO HỘP GIẢM TỐC

1 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

Vì hộp giảm tốc này vận tốc của các bánh răng v < 12 (m/s) nên ta dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu

Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều được ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép ( thường bằng từ 8 đến 10 mm )

Hình 2-3: Sơ đồ kiểm tra mức dầu bôi trơn Gọi Xmax , Xmin lần lượt là khoảng cách từ tâm trục đến mức dầu cao nhất và thấp nhất của hộp giảm tốc

Điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn: Xmin – Xmax = (7 ÷ 10)mm (2.48)

a Kiểm tra cặp bánh răng cấp nhanh bánh răng côn

Để bôi trơn ngâm dầu cần ngâm các bánh lớn ngập hết chiều dài răng, khi này ta có:

 Mức dầu tối thiểu:

X2min = ae2

2

dbsinδ 5

37

b Kiểm tra cặp bánh răng cấp chậm bánh răng trụ

– Chiều cao răng bánh lớn: h4 = 2,5mn = 2,5.3 = 7,5 (mm)

– Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin4 = (0,75 ÷ 2).h4 = (0,75 ÷ 2)7,5 = (5,63 ÷ 15) (mm)

=> Chọn lmin4 = 12 (mm)

– Chiều sâu ngâm dầu tối đa lmax4 phụ thuộc vào vận tốc vòng bánh 4, ta có:

w4 III 4

12 161,63

26l

c Chọn mức dầu chung cho cả hộp

Ta có: Xmin = min(X2min , X4min) = X2min = 137,19 (mm)

Xmax = max(X2max , X4max) = X4max = 130,22 (mm) Vậy: Xmin – Xmax = 137,19 – 130,22 = 7 (mm) thoả mãn điều kiện (2.48)

2 Kiểm tra điều kiện chạm trục

Hình 2-4: Sơ đồ kiểm tra chạm trục cho hộp giảm tốc côn-trụ hai cấp

Để tránh các bánh răng chạm vào trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo các bánh răng cách các trục quay ít nhất từ (7 ÷ 10)mm, khi này cần kiểm tra điều kiện

=> X1 Thỏa mãn điều kiện (2.49)

 Xét bánh răng côn 2 và trục III, ta có:

X2 = ae2 III sb

w

dda

T

d =

0,2 τ với: TIII – mômen xoắn trên trục III, TIII = 1467035,27 (Nmm)

[𝜏] – ứng suất xoắn cho phép, (MPa) Với vật liệu trục là thép 45 thì [𝜏] = 15 ÷ 30 (MPa), chọn [𝜏] = 27 (MPa)

=>

 

sb

III 33

III

1467035,27T

=> X2 thỏa mãn điều kiện (2.50)

3 Kiểm tra sai số vận tốc

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

th IV IV