thuyet minh do an chi tiet may de 02 [PDF]

Đề 02: Thiết kế trạm dẫn động xích tải, hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển (Công suất trục công tác 6,8 kW _ Số vòng quay trục công tác 60 vgph _ Số năm làm việc 5....)CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀNCHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAICHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐCCHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THENCHƯƠNG 5: TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐICHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Trang 1

MỤC LỤC

MỤC LỤC 4

LỜI NÓI ĐẦU 3 Error! Bookmark not defined CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1.1 Chọn động cơ 7

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống: 7

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ: 8

1.1.4 Chọn động cơ điện 8

1.2 Phân phối tỉ số truyền 9

1.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 9

1.3.1 Tính toán công suất trên các trục 9

1.3.2 Tính số vòng quay các trục: 9

1.3.3 Tính momen xoắn trê,n các trục: 10

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 10

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 11

Thông số ban đầu: 11

Trình tự thiết kế gồm các bước sau: 11

2.1 Chọn loại đai 11

2.2 Xác định đường kính đai 11

2.3 Sơ bộ khoảng cách a 12

2.4 Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a 12

2.5 Kiểm nghiệm góc ôm 13

2.6 Xác định số đai cần thiết 13

2.7 Xác định các kích thước chủ yếu của đai 13

2.8 Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục 14

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI 14

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 15

3.1 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh 15

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 15

3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền 17

Trang 2

3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp 17

3.1.4 Xác định kích thước bộ truyền 18

3.1.5 Lực tác dụng lên bộ truyền 18

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 19

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 20

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải 21

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 22

3.2 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm 23

3.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 23

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp 25

3.2.3 Xác định kích thước bộ truyền 26

3.2.4 Lực tác dụng lên bộ truyền 26

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 27

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 28

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 29

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 30

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 31

4.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 31

4.2 Tính sơ bộ trục 31

4.3 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực 31

4.4 Thiết kế trục 34

a) Trục I 34

b) Trục II 36

c) Trục III 38

4.5 Tính mối ghép then và kiểm nghiệm then 40

4.6 Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền mỏi 41

4.7 Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền tĩnh 44

CHƯƠNG 5: TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 45

5.1 Tính toán lựa chọn ổ lăn trên từng trục 45

a) Trục đầu vào 45

Trang 3

b) Trục trung gian 47

c) Trục đầu ra 49

5.2 Tính chọn khớp nối 51

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 53

6.1 Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc 53

6.2 Các chi tiết phụ 54

6.2.1 Bulông vòng hoặc vòng móc 54

6.2.2 Chốt định vị 55

6.2.3 Cửa thăm 55

6.2.4 Nút thông hơi 56

6.2.5 Nút tháo dầu 56

6.2.6 Que thăm dầu 56

6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc 57

6.4 Dung sai lắp ghép 58

TÀI LIỆU THAM KHẢO 60

Trang 4

CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

Hiệu suất truyền động:  =đ × brn×brt ×đh × ol4

Trong đó: đ = 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai thang

brn= 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

brt= 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

đh= 1 : hiệu suất nối trục đàn hồi

ol= 0,99 : hiệu suất ổ lăn   = 0,96 × 0,97 × 0,97 × 1 × 0,994 = 0,87

1 Động cơ điện không đồng bộ 3 pha

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

4 Xích tải

5 Nối trục vòng đàn hồi

Sơ đồ gia tải

Trang 5

1.1.2 Tính công suất tương đương:

Ptđ = P𝑙𝑣 ×√

∑ (Ti

T)

2 ti

2 0,30,7 + 0,3 = 6,42 kW

Công suất cần thiết: Pct = Ptđ

0,87 = 7,38 (kW)

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ:

Số vòng quay trục công tác: n𝑙𝑣 = 60 (vòng/phút)

Tỷ số truyền chung của hệ: uch = uhgt× uđ

Chọn: uhgt = 8 : tỷ số truyền hộp giảm tốc khai triển (8÷40), chọn theo tiêu chuẩn

uđ = 3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài (3÷5)

1 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 236

Kiểu động cơ Công suất

Trang 6

1.2 Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung thực sự của hệ thống dẫn động: uch = nđc

- Tỉ số truyền cuối cùng hộp giảm tốc uhgt = u1× u2 = 3,3 × 2,42 = 7,986

Kiểm nghiệm sai số cho phép ∆=7,986−8,0833

8,0833 = 1,2%

- Tính lại tỉ số truyền đai: uđ = uch

u1×u2 = 24,25

3,3×2,42 = 3,04

1.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

1.3.1 Tính toán công suất trên các trục

Trang 7

1.3.3 Tính momen xoắn trê,n các trục:

Trang 8

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số ban đầu:

 Công suất P = 7,38 kW

 Tỷ số truyền u1 = 3,04

 Số vòng quay n = 1455 vòng/phút

 Số năm làm việc: 5 năm

 Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Trình tự thiết kế gồm các bước sau:

2.1 Chọn loại đai

– Chọn đai theo công suất P và số vòng quay n theo đồ thị sau:

 Ta chọn đai thang thường loại B có các thông số hình học

bt= 14; b=17; h=10,5; yo=4,0; A=138 mm2

2.2 Xác định đường kính đai

– Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 (140÷280) theo tiêu chuẩn: d1=160 (mm)

– Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:

v = πd1n6.10 4 = π.160.1455

6.10 4 = 12,19 ≤ vmax = 25 m/s(thỏa mãn) – Đường kính bánh đai lớn: Lấy ξ = 0,01

d2 = d1 u1(1 − ξ) = 160.3,04 (1 − 0,01) = 481,54 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 500 (mm)

Trang 9

– Tính lại tỉ số truyền u1 = d2

d1(1−ξ) = 500

160(1−0,01)= 3,156 Kiểm tra sai số cho phép:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục theo bảng 4.14(3)

a = 1×d2 = ×1500 = 500 (mm)

2.4 Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a

– Chiều dài đai theo khoảng cách trục a

L = 2a + π(d1+d2)/2 + (d2 – d1)2/(4a)

= 2 500 + π (160 + 500)/2 + (500 – 160)2/(4 500) = 2094,53 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn L=2120 (mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

i = v

L = 12,192120.10 −3 = 5,75 ≤ i max = 10 (thỏa mãn) – Tính lại khoảng cách trục a

Trang 10

2.5 Kiểm nghiệm góc ôm

Tính góc ôm α1 theo công thức:

Kđ = 1,25 -Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7(4) , khi làm việc 2 ca

Po = 3,38 kW -Công suất có ích cho phép, tra bảng 4.19(5)

Cα = 0,89 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai, tra bảng 4.15(6)

Lo = 2240 (mm) -Chiều dài đai thực nghiệm, tra bảng 4.19(4)

CL=0,99 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16(5)

Cu= 1,14 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u, tra bảng 4.17(5)

Cz-Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Khi tính dựa vào tỉ số P1/Po = z’ để tra bảng 4.18(5)Cz= 0,95

 Số đai cần thiết: z ≥ 7,38×1,25

3,38×0,89×0,99×1,14×0,95 = 2,86  Vậy ta chọn z = 3

2.7 Xác định các kích thước chủ yếu của đai

– Các thông số của bánh đai hình thang:

H=16; h0 = 4,2; t = 19; e = 12,5

– Chiều rộng bánh đai:

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

Trang 11

– Đường kính ngoài bánh đai:

da = d + 2ho = 160 + 2.4,2 = 168,40 (mm)

2.8 Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục

– Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:

Fo= 780P1Kđ/(vCαz) + Fv Với: qm= 0,178 (kg/m) –Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22(7)

Fv= qmv2 = 0,178× (12,19)2= 26,45 (N) – Lực căng do lực li tâm sinh ra

 Fo =780×7,38×1,25/(12,19×0,89×3) + 26,45 = 247,53 (N)

– Lực tác dụng lên trục

Fr = 2 Fo z sin(α/2) = 2×247,53×3× sin(2,48/2) = 1405 (N)

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI

Trang 12

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

 Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T1=139871,923 Nmm

 Tỷ số truyền u1= 3,3

 Số vòng quay n1= 478,62 vòng/phút

 Công suất đầu vào P1=7,01 kW

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện)

Tra bảng 6.1 (8)

+ bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1=255; σb1 = 850 MPa; σch1 = 580 MPa + bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2=240; σb2 = 750 MPa; σch2 = 450 MPa – Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:

[σH] =σHlimo

SH KHL ; [σF] =σFlimo

SF KFC KFLTrong đó:

 σHlimo , σFlimo : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ

sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2(9)

σHlimo = 2HB + 70 ; σFlimo = 1,8HB Khi đó: σHlimo 1 = 2 × 255 + 70 = 580(MPa)

Trang 13

 KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức

Với:  mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350

→ mH = 6 ; mF = 6

 NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ NFO=4.106 , đối với tất cả các loại thép

+ NHO = 30.HHB2,4 ⇒ {NHO1 = 1,7 10

7

NHO2 = 1,4 107 (chu kì)

+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mH2 ni ti ; NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mF ni ti

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

ni, ti là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:

NHE=60 × 1 × 478,62 × (5 × 300 × 8 × 2) × (13× 0,7 + 0,83× 0,3) = 5,88 108 > NHO1 → KHL1 = 1

Vì bánh răng trụ răng nghiêng → [σH]=[σH]1+[σH]2

2 = 513,64 ≤ 1,25[σH]min = 625 (MPa) – Ứng suất uốn cho phép:

[σF]1 =459×1×1

1,75 = 262,29 (MPa) [σF]2 = 414×1×1

1,75 = 246,86 (MPa)

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH]max = 2,8σch

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF]max = 0,8σch , khi HB≤ 350

Trang 14

3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền

– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức

f T1=139871,923 (Nmm)  Momen xoắn trên trục của bánh dẫn;

f [σH]= 513,64 (MPa)  Ứng suất tiếp xuất cho phép;

f ψba=0,4  Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6(11)

f KHβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7(12)

3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp

a) Môđun pháp

m = (0,01 … 0,02) aw = (1,6 … 3,2)

Theo tiêu chuẩn trong bảng 6.8(13) , ta chọn mô đun m = 2,5 (mm)

b) Số răng các bánh răng, góc nghiêng 𝛽

– Chọn trước 𝛽 = 8o … 20o (đối với bánh răng nghiêng)

– Tính số răng bánh nhỏ:

2awcos8om(u + 1) ≥ z1 ≥

2awcos20om(u + 1)

⟺ 2 × 160 × 𝑐𝑜𝑠8

𝑜2,5 × (3,3 + 1) ≥ 𝑧1 ≥

2 × 160 × 𝑐𝑜𝑠20𝑜2,5 × (3,3 + 1)

⟺ 29,48 ≥ 𝑧1 ≥ 27,97

Chọn z1 = 29 răng

Trang 15

d1 = mz1cosβ =

2,5 × 29125/128 = 74,24(mm)

d2 = mz2cosβ=

2,5 × 96125/128 = 245,76(mm) – Đường kính vòng lăn: dw1 = d1 ; dw2 = d2

– Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2m = 74,24 + 2×2,5 = 79,24 (mm)

da2 = d2 + 2m = 245,76 + 2×2,5 = 250,76 (mm) – Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5m = 74,24 – 2,5×2,5= 57,75 (mm)

df2 = d2 – 2,5m = 250,76 – 2,5×2,5 = 239,51 (mm) – Bề rộng răng:

bw = awψba= 160 × 0,4 = 64 (mm) – Góc prôfin gốc: α=200 ( Theo TCVN 1065-71)

Fa1= Ft1×tgβ = 3768×tg(12,430) ≈ 830 (N)

Trang 16

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Điều kiện bền tiếp xúc:

σH = ZM ZH Zε√2.T1.KH.(u+1)

bw.dw12 .u ≤ [σH] Trong đó:

– ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5(15) ta có ZM=274 (MPa)1/3– ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2cosβ/sin2αtwVới: αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos12,43) = 20,440

Trang 17

– Tính lại ứng suất tiếp suất theo công thức:

– Ta có: σH = 427,634 (MPa) < [σH] = 441,114 (MPa) ( thỏa mãn điều kiện )

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn: σF ≤ [σF]

σF1 =2×T1×KF×Yε×Yβ×YF1

b×dw1×m ≤ [σF1]

σF2 = σF1× YF2

YF1 ≤ [σF2] Trong đó:

Trang 18

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng được đảm bảo

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax

không vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH√Kqt ≤ [σH]maxTrong đó:

 σH = 427,634 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

 Kqt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3(20)

 [σH]max = 2,8σch2 = 2,8×450 = 1260 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Trang 19

 σHmax = 427,634 × √2,2 = 634,23 ≤ [σH]max = 1260 (MPa) (thỏa mãn)

– 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:

σFmax = σFKqt ≤ [σF]maxTrong đó:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng σF: σF1 = 83,041 (MPa) ; σF2 = 78,67 (MPa) + Hệ số quá tải Kqt = 2,2

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max = 0,8σch

[σF1]max = 0,8× 580 = 464 (MPa)

[σF2]max = 0,8× 450 = 360 (MPa) Suy ra:

Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Trang 20

3.2 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

 Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T2=443129,482 Nmm

 Tỷ số truyền u2= 2,42

 Số vòng quay n2= 145,04 vòng/phút

 Công suất đầu vào P2=6,73 kW

3.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện)

Tra bảng 6.1 (21)

+ bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1=255; σb1 = 850 MPa; σch1 = 580 MPa + bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2=240; σb2 = 750 MPa; σch2 = 450 MPa – Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:

[σH] =σHlimo

S H KHL ; [σF] =σFlimo

S F KFC KFLTrong đó:

 σHlimo , σFlimo : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ

sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2(22)

σHlimo = 2HB + 70 ; σFlimo = 1,8HB Khi đó: σHlimo 1 = 2 × 255 + 70 = 580(MPa)

Trang 21

Với:  mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350

→ mH = 6 ; mF = 6

 NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ NFO=4.106 , đối với tất cả các loại thép

+ NHO = 30.HHB2,4 ⇒ {NHO1 = 1,7 10

7

NHO2 = 1,4 107 (chu kì)

+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mH2 ni ti ; NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mF ni ti

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

ni, ti là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:

NHE=60 × 1 × 145,04 × (5 × 300 × 8 × 2) × (13× 0,7 + 0,83× 0,3) = 1,78 108 > NHO1 → KHL1 = 1

Vì bánh răng trụ răng thẳng → [σH]= min([σH]1; [σH]2)= 500 ≤ 1,25[σH]min = 625 (MPa) – Ứng suất uốn cho phép:

[σF]1 =459×1×1

1,75 = 262,29 (MPa) [σF]2 = 414×1×1

1,75 = 246,86 (MPa)

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH]max = 2,8σch

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF]max = 0,8σch , khi HB≤ 350

Trang 22

Xác định thông số cơ bản bộ truyền

– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức

f T2= 443129,48 (Nmm)  Momen xoắn trên trục của bánh dẫn;

f [σH]= 500 (MPa)  Ứng suất tiếp xuất cho phép;

f ψba=0,4  Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6(24)

f KHβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7(25)

2 × 225

3 × (2,42 + 1) = 43,85 Chọn z1 = 44 răng

Trang 23

dw1 = d1 ; dw2 = d2

– Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2m = 132 + 2×3 = 138 (mm)

da2 = d2 + 2m = 318 + 2×3 = 324 (mm) – Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5m = 132 – 2,5×3 = 124,5 (mm)

df2 = d2 – 2,5m = 318 – 2,5×3= 310,5 (mm) – Bề rộng răng:

Fr1= Ft1tgαtw = 6714 × tg200 ≈ 2444 (N)

Trang 24

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Điều kiện bền tiếp xúc:

σH = ZM ZH Zε√2.T.Kb H.(u+1)

w dw12 .u ≤ [σH] Trong đó:

– ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5(28) ta có ZM=274 (MPa)1/3

– ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2/sin2αtw = √2/sin (2 × 20) = 1,76 – Zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

𝜀𝛼= 1,88-3,2 × (1/z1 + 1/z2) = 1,88-3,2 × (1/44 + 1/106) = 1,777

 Z ε = √(4 − 𝜀𝛼)/ 3 = √(4 − 1,777)/ 3 = 0,86

– KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH = KHβ× KHα × KHv= 1,06 × 1 × 1,06 = 1,124 Với: KHβ = 1,06;

Trang 25

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn: σF ≤ [σF]

σF1 =2×T×KF×Yε×Yβ×YF1

Trang 26

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng cấp chậm được đảm bảo

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax

không vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH√Kqt ≤ [σH]maxTrong đó:

σH = 393,43 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

Kqt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3(31)

[σH]max = 2,8σch2 = 2,8×450 = 1260 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

 σHmax = 393,43 × √2,2 = 585,04 ≤ [σH]max = 1260 (MPa) (thỏa mãn)

Trang 27

– 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:

σFmax = σFKqt ≤ [σF]maxTrong đó:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng σF: σF1 = 70,43 (MPa) ; σF2 = 68,15 (MPa) + Hệ số quá tải Kqt = 2,2

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max = 0,8σch

[σF1]max = 0,8× 580 = 464 (MPa)

[σF2]max = 0,8× 450 = 360 (MPa) Suy ra:

Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

Trang 28

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Thông số ban đầu

4.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có σb = 850 (MPa) ; σch = 580 (MPa) ; Chọn: [τ] = 15MPa đối với trục vào; trục trung gian và trục ra

Theo tiêu chuẩn chọn: d1= 40(mm); d2 = 60 (mm); d3 = 70 (mm)

4.3 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

– Từ đường kính trục trung gian d2, xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2(32)

bo = 31 (mm) – Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bw= 64 mm

– Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức:

𝑙𝑚 = (1,2 … 1,5)𝑑

 Mayơ bánh đai và bánh răng 1 trên trục I

𝑙𝑚11 = 𝑙𝑚𝑑 = (1,2 … 1,5) × 40 = 48 … 60 (mm) Chọn 𝑙𝑚𝑑 = 50 mm

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng bánh răng, chọn 𝑙𝑚11 = 64 mm

T (N.mm) 48439,175 139871,923 443129,482 1029348,951

Định dạng
Số trang	57
Dung lượng	3,2 MB