Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển do sinh viên trường đại học Kỹ thật Công nghiệp Thái Nguyên thực hiện. nếu có nhu cầu cần tìm tài liệu bản vẽ các loại hộp giảm tốc vui lòng liên hệ qua zalo: 03548511915

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA: CƠ KHÍ

BỘ MÔN: THIẾT KẾ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG CHO BĂNG TẢI

Sinh viên thực hiện: Trịnh Hoàng Long MSSV: K185520103024

Hoàng Nhật Long MSSV: K185520103023

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] - Tính toán hệ dẫn động cơ khí - tập I – PGS.TS Trịnh Chất, TS Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục, 1999

[2] - Tính toán hệ dẫn động cơ khí - tập II – PGS.TS Trịnh Chất, TS Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục, 1999

[3] - Hướng dẫn đồ án chi tiết máy 2013- Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự

[4] – Dung sai va lắp ghép – PGS.TS Ninh Đức Tốn NXB Giáo dục

MỤC LỤC

Trang

PHẦN I.TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện 5

1.2.Phân phối tỉ số truyền 9

1.3.Xác định thông số trên các trục 10

PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai 12

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh rănh cấp nhanh 18

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh rănh cấp chậm 34

2.4 Điều kiện bôi trơn 49

2.5.Kiểm tra các điều kiện chạm trục 50

PHẦN III.THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1 Tính thiết kế trục 53

3.2 Tính kiểm nghiệm các trục 75

3.2 Tính chọn then 87

PHẦN IV.TÍNH THIẾT KẾ Ổ ĐỠ TRỤC 4.1.Tính chọn ổ lăn cho trục I 97

4.2.Tính chọn ổ lăn cho trục II 101

4.3.Tính chọn ổ lăn cho trục III 105

4.4.Tính chọn khớp nối 109

PHẦN V.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 5.1.Chọn bề mặt lắp ghép và thân 113

5.2.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ 113

5.3.Vòng phớt 120

5.4 Vòng chắn dầu 120

5.5 Nút thông hơi 121

5.6 Que thăm dầu 122

5.7 Nút tháo dầu 122

5.8.Cửa thăm 123

5.9 Chốt định vị 124

5.10 Chọn dầu mỡ bôi trơn hộp giảm tốc 125

5.11.Chọn dầu mỡ bôi trơn cho ổ lăn 126

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện.

Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cầnchọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảmbảo yếu tố kỹ thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp

+ Động cơ điện một chiều: Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi

tỷ số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm

và đảo chiều dễ dàng Nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm

và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong cácthiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…

+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại đồng bộ và không đồng bộ

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng cónhược điểm là thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị để khởiđộng động cơ Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (trên100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

Động cơ ba pha không đồng bộ: gồm 2 kiểu rô to dây cuốn với rôto lồng sóc

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơngiản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ bapha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc

Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc thì chọn

“Động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc”

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho khi

động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy, điều kiệnsau phải thoả mãn:

P dm dc ≥ P dt dc (KW) theo công thức (2.19)[1]

Trong đó:

P dm dc : Công suất định mức của động cơ

P dt dc : Công suất đẳng trị trên trục động cơ

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:

Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên :

P dt dc=P lv dc Với: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

P lv dc=P lv ct

η ∑ (KW) Trong đó :

P lv ct: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

η ∑: Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Ta có :

P lv ct=F t v

1 0 3 (KW) Với :Ft :Lực vòng trên trục công tác (N);

v: Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

(m là số cặp bánh răng trụ, n là số cặp ổ lăn, l là số khớp nối, k là số bộ truyền đai).Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:

η br=0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng( che kín )

η d=0,95 Hiệu suất của bộ truyền đai

η ol=0,99 : Hiệu suất các cặp ổ lăn

η kn=1,0 : Hiệu suất khớp nối

Thay vào công thức (2.19)[1] ta được: P dm dc ≥ P dt dc=7,8 (KW)

1.1.3 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:

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

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600

và 500 v/ph Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giáthành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có sốvòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn,tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên Do vậy, trong các hệdân động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như,các động cơ

có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 (v/ph) (tương ứng số vòng quay có kểđến sự trượt 3% là 1455 và 970 v/ph

 Tính số vòng quay của trục công tác:

Vì hệ dẫn động băng tải, ta có số vòng quay của trục công tác theo công thức(2.16)[1] là :

nct= 60.1 03.v

60.1 03.1,3 3,14.650 = 38,22 (v/ph)Trong đó: v - vận tốc vòng băng tải (m/s)

D - đường kính tang quay (mm)

 Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Tra bảng P1.3[1] ta chọn động cơ 4A có các thông số kĩ thuật của động cơ như sau:

Kiểu động cơ Công suất

P dt dc (KW)

Vận tốc quay(V/ph)

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, kiểm tra quá tải cho động cơ

1.1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn để thắng sức ỳ của

hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:

K bd=1,45 là hệ số cản ban đầu.

Nên P bd dc=1,45.7,8=11,31 (KW)

Vậy P mm dc =22 (KW) > P bd dc=11,31 (KW)

Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

1.1.5.2 Kiểm tra quá tải cho động cơ

Với tải trọng không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

1.2.Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền (TST) chung của toàn bộ hệ thống u Σ đc xác định theo công thức:

u ∑=n dc

n ct

Trong đó:

n ct= 38,22 (v/ph): số vòng quay của trục công tác (v/ph);

u ∑= 1458

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: u ∑=u ng u h

Trong đó:

u ng: Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp;

u h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

1.2.1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:

u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh;

u2 : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm;

Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn

và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể cấp có thể tính theo công thức(1.22)[3]:

1.3.1.Xác định công suất trên các trục:

Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo công thức:

Áp dụng công thức:

T i=9,55.1 06. P i

n i Tính toán Momen xoắn trên các trục:

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện dây đai

• Các loại đai thường dùng trong hệ thống dẫn động cơ khí :

- Đai dẹt

Thường dùng các loại vật liệu: sợi tổng hợp, vải cao su, sợi bông, da, sợi len.Tiết diện đai hình chữ nhật, các kích thước tiết diện gồm chiều rộng đai b, chiềudày δ đã được tiêu chuẩn hóa

Đai dẹt thường được chế tạo dưới dạng băng dài hoặc thành vòng kín Trườnghợp làm dạng băng dài, khi sử dụng được cắt lấy chiều dài cần thiết và tiến hànhnối lại thành vòng kín (dán, khâu, hoặc nối bằng các chi tiết kim loại) Cần chú ýchất lượng đầu nối có ảnh hưởng lớn đến sự làm việc của bộ truyền nhất là khi vạntốc lớn, khoảng cách trục ngắn

- Đai thang

Tiết diện ngang hình thang cân, kích thước tiết diện và chiều dài đã được tiêu

chuẩn hóa Đai thang được chế tạo thành vòng liền nên làm việc ổn định và êm hơn

so với đai dẹt

Cấu tạo của dây đai thang gồm các phần

+ Lớp sợi vải hoặc lớp sợi bện chịu kéo

+ Lớp vải cao su bọc quanh đai chịu mòn

+ Lớp cao su chịu nén

- Đai hình lược

Tiết diện đai có phần trên dạng chữ nhật bên dưới là các “ răng lược ” gài vào

các rãnh tương ứng của bánh đai Lớp sợi (sợi vítkozơ, sợi thủy tinh ) là lớp chịutải chủ yếu Dây đai lược được chế tạo thành vòng kín với chiều dài tiêu chuẩn Đai lược kết hợp được tính liền khối, dễ uốn của đai dẹt, với khả năng tải lớncủa đai thang (do tiếp xúc trên mặt nghiêng) vì vậy loại đai này có khả năng tảicao, đường kính bánh đai nhỏ, tỷ số truyền lớn (có thể lên tới 15)

- Đai răng

Đai răng được chế tạo thành vòng kín, mặt cong có các răng hình thang phân bố

đều ăn khớp với các răng trên bánh đai

Truyền động đai răng kết hợp được các ưu điểm của truyền động đai và truyềnđộng xích, do đó khả năng tải lớn, làm việc ít trượt (không có trượt hình học), tỷ sốtruyền lớn, lực căng ban đầu nhỏ, mặt khác ít ồn hơn truyền động xích (khe hở ănkhớp tương đối nhỏ) và không đòi hỏi bôi trơn Thông số quan trọng nhất của đairăng là mô đun

⇒ Dựa vào ưu, nhược điểm của từng loại đai ta chọn loại đai tiết diện đai hìnhthang Do bề mặt làm việc là hai mặt hai bên tiếp xúc với các rãnh hình thangtương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớnhơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng lớn hơn Làm việc ổn định, êm hơnđai dẹt Đai thường được sử dụng với vận tốc v<25(m/s) và được sử dụng phổ biếnhiện nay

• Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động (hệ dẫn động băng tải) vàđặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ Dựa vào phần I với P

lv

dc= 7,8 (kW) và

n = 1458(v/ph) ta chọn loại đai tiết diện hình thang:

Hình 2.1.Cấu tạo đai

• Ta nên chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc đượctrong điều kiện môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ

ẩm lại có sức bền và tính đàn hồi cao) Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động

có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

2.1.2 Xác định kích thước và thông số của bộ truyền

2.1.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ

Hình 2.2.Cấu tạo bộ truyền đai

Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo tiêu chuẩn: d1 = 140 (mm) (bảng 4.13[1] )

{ ¿u d=2

¿ a

d2=1,2

⇒ a=d2.1,2=280 1,2=336(mm)

2.1.2.4 Xác định chiều dài đai

Theo công thức (4.4)[1] ta xác định chiều dài đai l:

Kiểm nghiệm đai theo công thức 4.15[1]:

) ⇒i ≤i max

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1400 (mm)

Theo công thức (4.6)[1]: a=(λ+√λ2−8 Δu2)

⇒ Vậy α1=158 025 'thỏa mãn điều kiện trên.

2.1.2.6 Xác định số đai

Theo công thức (4.16)[1]:

[P o] Cα C l .C μ C z Trong đó:

P1=P dc=7,8(kW ) công suất trên bánh chủ động

K d=1,1 hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7[1])

C 1 = 0,89 (nội suy) hệ số ảnh hưởng của chiều dài (tra bảng 4.16[1])

C u = 1,125 (nội suy) hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền (tra bảng 4.17[1])

[P0]=2,641(kW ) trị số công suất cho phép (tra bảng 4.19 [1] ) (nội suy)

d a 2=d2+2 h0=280+2 4,2=288,4 (mm)

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

Lực căng ban đầu xác định theo công thức (4.19)[1]:

Chiều rộng bánhđai

a = 336 (mm)

Lực tác dụng lên trục

F r=1462,5(N )

Bảng2.2.Thông số bộ truyền đai

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2.2.1.Chọn vật liệu

Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ

truyền bánh răng nói riêng

Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB £ 350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể

cắt

chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và

bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở

đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau

Tra bảng 6.1[1] ta được:

Loại bánh

răng

Nhãn hiệuthép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn bền

σ b (Mpa)

Giới hạn chảy

σ ch (Mpa)

Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB1 =250 850 580

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép

Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng suất uốn cho phép [σ F]

2.2.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] được xác định theo công thức (6.1)[1] :

[σ H]= σ o Hlim

S H RV xHHL

Trong đó: Z R : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc

Z V : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z R Z V K xH=1

σ Hlim o : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở

Trên bánh răng nhỏ: σ H lim 1 o =2 HB 1 +70=2.250+70=570(MPa)

Trên bánh răng lớn: σ H lim 2 o =2 HB2+ 70=2.240 + 70¿550(MPa)

S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

m H: bậc của đường cong mỏi, trường hợp HB ≤ 350 ⇒ Chọn m H=6

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

Theo công thức (6.5)[1]: N HO=30 HHB2,4

N HE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Theo công thức (6.7)[1]: N

HE=60 c n t∑

Trong đó: c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)

n: Số vòng quay trong trong 1 phút

⇒ Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1

⇒ Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:

→ Thỏa mãn điều kiện

2.2.2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác định theo công thức (6.1)[1] :

[σ F]= σ Flim o

S F RS xFFCFL

Trong đó: Y R : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng

Y S : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Y R .Y S K xF=1

K FC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều K FC=1)

σ Hlim o : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2[1]:

Trên bánh răng nhỏ: σ F lim 1 o =1,8.250=450(MPa)

Trên bánh răng lớn: σ F lim 2 o =1,8.240=432(MPa)

S F: Hệ số an toàn khi tính về uốn

Trong đó: m F là bậc của đường cong mỏi, trường hợp HB ≤ 350 ⇒ Chọn m F=6

N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn(N FO= 4.10 6 với tất cảcác loại thép)

N FE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương( Do bộ truyền chịu tải trọngtĩnh nên: N FE=N HE )

ra được NFE1> NFO1, ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó KFL1 = 1

⇒ Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

Bắt đầu từ NF04 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trụchoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậy khi tính

ra được NFE2> NFO2, ta lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 = 1

⇒ Ứng suất uốn trên bánh lớn:

[σ F 2]=σ F lim 2 o

S F .Y R Y S K xF K FC K FL4= 432

2.2.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện

Trường hợp HB ≤ 350 do vậy ta sử dụng công thức 6.13[1]:

Tra bảng 6.1[1] ta có: {¿σ ch 1=580(MPa)

¿σ ch 2=580(MPa)

Bánh răng nhỏ: [σ H 1]=2,8 σ ch1=2,8.580=1624 (MPa)

Bánh răng lớn: [σ H 2]=2,8 σ ch2=2,8.580=1624 (MPa)

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Trường hợp HB ≤ 350 do vậy ta sử dụng công thức 6.14[1]:

Tra bảng 6.6[1] Sơ đồ khai triển : loại này đơn giản nhưng có nhược điểm làbánh răng bố trí không đối xứng qua ổ , do đó làm tăng sự phân bố không đều tảitrọng trong chiều dài răng

Ta được K Hβ 1= 1,192 (theo sơ đồ 3)

m1 = (0,01¸0,02).a w 1 = (0,01¸0,02).187= 1,87¸3,74 (mm)Theo bảng 6.8[1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là: m1 = 2 (mm)

b Xác định số răng:

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

Chọn sơ bộ: β1=15 ° ( thường bánh răng nghiêng β=8 ° ÷ 20°)

→ c os β1=c os 15 °=0,965

Số răng bánh nhỏ Theo công thức (6.19)[1]:

-Xác định đường kính chân răng:

α t=ar ctg(cos β tgα1)=arc tg(tg 200,960)=2 0 0 45'

- Góc ăn khớp (Bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh):

α tw=α t=2 0045'

- Chiều rộng vành răng:

bw1=aw1.ψ ba 1=187.0,3=56,1 (mm )

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệntheo công thức (6.33)[1]:

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.50[1] ta được: ZM = 274(MPa1/3)

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

22

b H

tw

Cos Z

Sin







Với:b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg β b=c os α t .tg β1

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H=K Hβ K Hα K Hv

⇒ thỏa mãn độ bền tiếp xúc, ta tính lại chiều rộng vành bánh răng.

Chiều rộng vành bánh răng được tính lại theo công thức suy từ công thức (6.33)[1]:

b w=ψ ba aw1.( σ H

[σ H])2=0,3.187 (483,64491,52)2=57,9 (mm) Chọn b w=58(mm)

Đảm bảo điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ (b w1) và vành bánh răng lớn (bw2) theo điều kiện:

[bw1;bw2]≥ b w

⇒ Chọn bw2=b w=58(mm)

Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm việc

ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức:

bw1=b w 2+(5 ÷10)(mm)

Vậy ta xác định được:

⇒ Chọn bw1 =63(mm)

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

Z v 2= Z2

cos3β1=

154 cos31 6∘15'=174,04

Tra bảng 6.18[1]: Sử dụng phương pháp nội suy ¿ >{¿Y F 1=3,8

Ứng suất uốn cho phép đã được xác định ở mục (2.2): ¿

Vậy ta có:¿ Thỏa mãn điều kiện bền uốn

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, … ) Hệ số quá tải: K qt=K bđ=1,45

Ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ Hmax=σ H .√K qt=491,52.√1,45=591,87 ( MPa)⇒ σ Hmax=591,87 ( MPa)< ¿

⇒Thỏa mãn điều kiện không gây biến dạng dư lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=123,29.1,45=178,77 ( MPa)σF 2 max=σ F 2 K qt=116,8.1,45=169,36 ( MPa)

σ F 1 max<[σ F 1]max=464 ( MPa )σF 2 max<[σ F 2]max=464 (MPa )

⇒Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.2.7.Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh

d2=m z2

cos β=

2.154 cos16o 15 ' =320,83(mm)

Đường kính vòng cơ sở db1 = d1.cos20o =54,17.cos20o = 50,9(mm)

db2 = d2.cos20o = 320,83.cos20o = 301,5mm)

Đường kính vòng chân df1 = d1 - 2,5.m = 54,17- 2,5.2 = 49,17(mm)

df2 = d2 - 2,5.m = 320,83- 2,5.2 = 315,83(mm)

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

2.3.1.Chọn vật liệu

Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ

truyền bánh răng nói riêng

Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB £ 350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể

cắt

chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và

bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở

đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau

Tra bảng 6.1[1] ta được:

Loại bánh

răng

Nhãn hiệuthép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn bền

σ b (Mpa)

Giới hạn chảy

σ ch (Mpa)

2.3.2 Xác định ứng suất cho phép

Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] và ứngsuất uốn cho phép [σ F]

2.3.2.1Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] được xác định theo công thức (6.1)[1] :

[σ H]= σ o Hlim

S H RV xHHL

Trong đó: Z R : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc

Z V : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z R Z V K xH=1

σ Hlim o : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2[1]:

Trên bánh răng nhỏ: σ H lim 3 o =2 HB3 +70=2.270+70=610(MPa)

Trên bánh răng lớn: σ H lim 4 o =2 HB4+70=2.260+70=590(MPa)

S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Tra bảng 6.2[1]: S H=1,1

K HL: Hệ số xét đến tuổi thọ

Theo công thức (6.3)[1]: K HL=m√H N HO

N HE

m H là bậc của đường cong mỏi, trường hợp HB ≤ 350 ⇒ Chọn m H=6

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

Theo công thức (6.5)[1]: N HO=30 HHB2,4

N HE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức (6.7)[1]: N HE=60 c n t∑

Trong đó:

c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)

n : Số vòng quay trong trong 1 phút

ra được NHE3> NHO3, ta lấy NHE3 = NHO3 để tính, do đó KHL3 = 1.

⇒ Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

ra được NHE4> NHO4, ta lấy NHE4 = NHO4 để tính, do đó KHL4 = 1

⇒ Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:

2.3.3.Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác định theo công thức (6.1)[1] :

[σ F]= σ Flim o

S F RS xFFCFL

Trong đó:

Y R : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng

Y S : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Y R .Y S K xF=1

K FC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều K FC=1)

σ Hlim o : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2[1]:

Trên bánh răng nhỏ: σ F lim 3 o =1,8.270=486(MPa)

Trên bánh răng lớn: σ F lim 4 o =1,8.260=468 (MPa)

S F: Hệ số an toàn khi tính về uốn Tra bảng 6.2[1]: S F=1,75

K FL: Hệ số tuổi thọ

Theo công thức (6.4)[1]: K FL=m F

N FE

m F là bậc của đường cong mỏi, trường hợp HB ≤ 350 ⇒ Chọn m F=6

N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.(N FO=4.10 6 với tất cả các loạithép)

N FE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.( Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnhnên: N FE=N HE )

Bánh răng nhỏ:

N FE 3=N HE 3=60 c n 2 t ∑= 60.1.123,77 35040=26,02 1 07

N FO 3=4.1 06

Bắt đầu từ NF03 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song vớitrục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậy khitính ra được NFE3> NFO3, ta lấy NFE3 = NFO3 để tính, do đó KFL3 = 1.

⇒ Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

⇒ Ứng suất uốn trên bánh lớn:

[σ F 4]=σ o F lim 4

S F Y R Y S K xF K FC K FL4= 468

2.3.4 Ứng suất cho phép khi quá tải

2.3.4.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện khi HB ≤ 350, theocông thức (6.13)[1] ta có:

Bánh răng nhỏ: [σ H 3]=2,8 σch3=2,8.580=1624 (MPa)

Bánh răng lớn: [σ H 4]=2,8.σch4=2,8.580=1624 (MPa)

2.3.4.2.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện khi HB ≤ 350, theocông thức (6.14)[1] ta có:

Bánh răng nhỏ: [σ F 3]=0,8 σ ch3=0,8.580=360(MPa)

Bánh răng lớn: [σ F 4]=0,8 σ ch 4=0,8.580=360(MPa)

2.3.5 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Với ψ bd 2= 0,8268tra bảng: 6.7[1], sử dụng phương pháp nội suy:

Ta được K Hβ 2=1,067(theo sơ đồ 5)

Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi tính được khoảng cách trục a w 2 có thể thức dựa theo công thức (6.17)[1]

để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

m2 = (0,01¸0,02).a w 2 = (0,01¸0,02).211 = 2,11 ¸ 4,22(mm)

Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m2 = 3 (mm)

b Xác định số răng, góc nghiêng của răng và hệ số dịch chỉnh

+ Xác định số răng: