HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP BÁNH RĂNG NGHIÊN đường kính trục dẫn 20

LỜI NÓI ĐẦU HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP BÁNH RĂNG NGHIÊN đường kính trục dẫn 20

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.

 Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung .

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.

 Được sự phân công của Thầy (cô), em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.

 Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy (cô).

Xin cám ơn các thầy (cô) hứơng dẫn và các thầy (cô) trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này!

vSố liệu thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục bánh răng nghiêng:

-         Số vòng quay trục công tác: 42 (vòng/phút)

-         Công suất trục công tác: 3,7 kW

-         Chế độ tải trọng: tải thay đổi liên tục theo chế độ I

-         Thời gian sử dụng: 1900 (giờ)

MỤC LỤC

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện……………………………………………………    6

     PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1. Chọn loại đai………………………………………………………  10
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ………………………………… . ..  10
3. Tính đường kính bánh đai lớn……………………………………. . 11
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l………………….....11
5. Tính góc ôm đai nhỏ………………………………………………..12
6. Tính số đai………………………………………………………….13
7. Lực tác dụng lên trục F_r, và lực căng ban đầu F₀…………………...14

        PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1. Tính toán cấp chậm…………………………………………………15
2. Tính toán cấp nhanh………………………………………………...25

     PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

CHƯƠNG I: THIẾT KẾ TRỤC

1. Tính trục I
2. Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép…………….……35
3. Lực tác dụng lên trục I………………………………………35
4. Xác định sơ bộ đường kính trục……………………………..36
5. Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực……………....36
6. Vẽ biểu đồ mômen xoắn và uốn…………………………….37
7. Xác định dường kính trục tại tiết diện nguy hiểm…………..39
8. Tiết diện nguy hiểm…………………………………………40
9. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn……………………….41

1. Tính trục II

1. Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép………………….42
2. Lực tác dụng lên trục II…………………………………… ..42
3. Xác định sơ bộ đường kính trục……………………………. 42
4. Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực    …………....43
5. Vẽ biểu đồ mômen xoắn và uốn………………………….…44
6. Xác định dường kính trục tại tiết diện nguy hiểm…………..46
7. Tiết diện nguy hiểm………………………………………....47
8. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn……………………….48
9. Tính trục III

1. Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép………………….47
2. Lực tác dụng lên trục III…………………………………….49
3. Xác định sơ bộ đường kính trục……………………………..49
4. Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực .. …………....49
5. Vẽ biểu đồ mômen xoắn và uốn………………………….…50
6. Xác định dường kính trục tại tiết diện nguy hiểm…………..52
7. Tiết diện nguy hiểm………………………………………....53
8. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn……………………….54

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ THEN

1. Then trục  I
2. Then tại bánh đai trục I…………………………………..…..55
3. Then tại bánh răng trục I……………………………….……55
4. Then trục II
5. Then tại điểm B của bánh răng trục II…………………….…56
6. Then tại điểm C của bánh răng trục II…………………….…56
7. Then trục III
8. Then tại điểm B của bánh răng trục III…………….…….…..57
9. Then tại điểm D của khớp nối trục III…………………….…58

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ Ổ LĂN

1. Ổ lăn trục I
2. Phản lực tại các ổ…………………………………………....59
3. Kiểm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ………………..59
4. Khả năng tải tĩnh của ổ……………………………………...60
5. Ổ lăn trục II
6. Phản lực tại các ổ……………………………………………61
7. Kiểm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ………………..61
8. Khả năng tải tĩnh của ổ……………………………………....62
9. Ổ lăn trục III
10. Phản lực tại các ổ……………………………………………63
11. Kiểm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ……………......63
12. Khả năng tải tĩnh của ổ…………………………………..….64

     PHẦN V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP

1. Các kích thước………………………………………………….….65
2. Bulông……………………………………………………..….…....68
3. Cửa thăm và chốt thông hơi………………………………………..68
4. Nút tháo dầu………………………………………………………..70

PHẦN I : ĐỘNG CƠ ĐIỆN – HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG

1. Động cơ điện

 Sơ đồ hộp giảm tốc đồng trục

               1.   Động cơ điện

2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1Xác định công suất tương đương:

Theo công thức 2.8 [1], công suất trên trục động cơ điện được xác định theo:

Trong đó: :cộng suất cần thiết trên trục động cơ

: công suất tính toán trên trục máy công tác

: hiệu suất truyền động

=2,86 (kW)

Trong đó:

                  P: công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác (kW)

                  t_i: thời gian

                  r_t/r_max: công suất tác dụng trong thời gian t_i (kW)

Ta có:

=0,875

Trong đó :

:hiệu suất bộ truyền đai

: hiệu suất bộ truyền bánh răng

:hiệu suất một cặp ổ lăn.

1.2 Số vòng quay của động cơ sơ bộ.

Với:

: số vòng quay trục công tác

: tỷ số truyền bộ truyền đai

: tỷ số truyền hộp giảm tốc

Theo bảng 3.2 [2] :

Chọn :

=14

=3

Suy ra :

=42.3.14=1764  ()

1.3Số vòng quay đồng bộ:

 (chọn 2p=4) [CT 1.1 [3]].

Ta chọn được động cơ với các thông số sau: bảng P11 [1].

K132S4 có:

=4,0 KW

=1445( )

1.4 Tỉ số truyền:

 (3.23 [1])

Trong đó:

:tỷ số truyền chung

: số vòng quay trục động cơ

: số vòng quay trục công tác

Ta có : =.

Trong đó:

: tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc.

== (bảng 3.2 [2])

 

Ta có

 (u_1, u₂ là tỉ số truyền của cấp nhanh cấp chậm)

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u₁ theo công thức:

Theo 3.21 [4]

Giá trị

 thông thường bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5

Suy ra

u₂=u_h/u₁=11,4/3,49=3,26

1.5 Số vòng quay các trục :

 

()

 ()

 ()

1.6 Công suất :

(KW)

 (KW)

 (KW)

1.7 Mômen xoắn :

 (Nmm)

  (Nmm)

 (Nmm)

BẢNG 1: CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VỒNG QUAY - MÔMEN

Trục Thông Số	Động cơ	I		II		III
Công suất ( KW)	4	3,11		2,86		2,63
Tỉ số truyền u	3		3,49		3,26
Số vòng quay ( )	1445	482		137		42
Mômen xoắn T ,Nmm		61670,4		199364,9		598011,9

 

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1. Chọn loại đai:

Các thông số của động cơ và tỉ số của bộ truyền đai:

n_đc = 1445 (v/phút)

P_đc = 4 (KW)

u_d = 3

Theo sơ đồ hình 4.2 [1].

Ta chọn loại đai là hình thang thường loại A, ta chọn như sau:

(L = 800 ÷ 6300, d₁ = 140 ÷ 280)

2. Tính đường kính bánh đai nhỏ.

Với d₁ = (205,4 ÷ 252,8)

Theo tiêu chuẩn chọn d₁ = 250 (mm)

Vận tốc dài của đai:

Vận tốc  đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:

v_max = 25 m/s

3. Đường kính bánh đai lớn:

Đường kính bánh đai lớn

d₂=u_d.d₁/(1 - ) Theo 4.2 [1]

=3.250/(1 – 0,015) = 761 (mm)

(Do sự trượt đàn hồi giữa đai và bánh đai. Trong đó  là hệ số trược tương đối, thường  = 0,01 ÷ 0,02 ta chọn  = 0,015)

Theo tiêu chẩn của bánh đai hình thang ta chọn:

d₂ = 738 mm

-         Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

u_nd = d₂/d₁ = 738/250 = 2,952

Không có sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thoả mãn.

4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l:

4.1.         Chọn khoảng cách trục a

2(d₁ + d₂) ≥ a ≥0,55.(d₁ + d₂) + h

2.(250 + 738) ≥ a ≥ 0,55.(250 + 738) + 8 (h là chiều cao tiết diện đai)

1976  ≥ a  ≥ 551,4

Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 700 mm (a/d2 = 0,95).

4.2.         Chiều dài đai L

Theo công thức 4.4 [1]

=  (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn L =3150 (mm)

Xác định lại khoảng cách trục a:

Với

 (mm)

 (mm)

Vậy a = 700 (mm) được thoã

5. Tính góc ôm đai nhỏ

Vì góc ôm đai nhỏ trong trường hợp này lun nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ thoã thì góc ôm bánh đai ớn cũng được thoã

Theo 4.7 [1]

Vì   thoả mãn điều kiện không trượt trơn.

6. Tính số đai z:

Theo công thức 4.16 [1] ta có:

 

Với: : công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng là công suất động cơ, kW ( = 4 kW)

: công suất có ích cho phép được xác định theo đồ thị 4.19 [1]

= 3,3 kW

: hệ số xét đến ảnh hưởng của gốc ôm. Tra bảng 4.15 [1]

: hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, chọn = 1,14 (tra bảng 4.17 [1])

: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L.

Ta có:  

Với  L₀ là chiều dài thực nghiệm L₀ = 2240 (mm)

Tra bảng  4.16 [1]

 hệ số ảnh hưởng sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai

Chọn C_Z = 0,95 (P1/[P]=4/3,3=1,22)

K_d: hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.7 [1]

Chọn K_d = 1,35

Thay các thông số vào ta có :

Chọn Z = 2

7. Lực tác dụng lên trục F_r, và lực căng ban đầu F₀.

Lực căng trên đai:

Với:

K_d: hệ số tải trọng động tra bảng 4.7 [3] với loại truyền động xích tải làm việc 1 ca ta chọn

P_dc = 4

K_d = 1,35 trường hợp này làm việc 2 ca

C_α = 0,9005 (đã tính ở trên)

v_l=19

Z = 2

F_v : lực căng do lực li tâm sinh ra.

Theo công thức 4.20 [3]

F_v = q_m.v_l²

q_m: khối lượng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22 [3] ta được

q_m = 0,105 kg/m

Lực tác dụng lên trục:

 

 

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1. Tính toán cấp chậm:

1.1.         Chọn vật liệu :

	Vật liệu	Nhiệt luyện	Giới hạn bền σbN/mm2	Giới hạn chảy σchN/mm2	Độ cứng HB
Bánh chủ động	Thép 45X	Tôi cải thiện	850	650	230…280
Bánh bị động	Thép 40X	Tôi cải thiện	850	550	230…260

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ,  hai cấp, chịu công suất nhỏ, chỉ cần chọn vật liệu có độ rắn HB < 350, bánh răng được 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. Dựa theo bảng 6.1 [1] chọn thép 45X và 40X loại thép này rất thông dụng rẻ tiền. Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta được các thông số sau:

1.2. Xác định ứng suất cho phép [] , [] :

1.2.1.  Ứng suất tiếp xúc cho phép:

chọn độ cứng HB_cđ = 260 và HB_bđ = 250

ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT6.1 và 6.2 [1]

Trong tính toán sơ bộ nện ta chọn =1 và =1 do đó chỉ còn:

Với σ^o_Hlim , σ⁰_Flim : lần lượt là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở. Tra bảng 6.2 [1]

Ta được σ^o_Hlim = 2HB+70 = 2x260+70=590

σ⁰_Flim = 1,8HB = 1,8x260=468  (với bánh chủ động)

S_H và S_F là hệ số an toàn khi tiếp xúc về uốn. Tra bảng 6.2[1] ta được S_H=1,1 và S_F = 1,75 (với bánh chủ động)

K_FC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.

K_FL =1 khi tải 1 chiều

K_HL và K_FL hệ số tuổi thọ được tính

Công thức 6.3 và 6.4 [1]:

 và

Ở đây:  và : bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

trong trƣờng hợp này m_H và m_F= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.

N_HO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

 

Theo 6.5[1] : N_HO=30.=30.260^2,4=18752481

N_FO = 4.10⁶ đối với tất cả các loại thép.

Theo trang 94 [1] ta có:

 N_HEcđ  > N_HOcđ và N_EFcđ > N_FOcđ nên K_HLcđ = K_FLcđ = 1. Suy ra với bánh chủ động:

[σ_H]_cđ = 590/1,1 = 536,4 Mpa

[σ_F]_cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa

Đối với bánh bị động tương tự ta có:

σ⁰_Hlim = 2HB+70 = 2.250 + 70 = 570

σ⁰_Flim  = 1,8HB=1,8.250

S_H = 1,1 và S_F = 1,75

Theo công thức 6.9 và 6.10 [1], tải trọng thay đổi theo chế độ 1 ta có:

 

N_HE = K_HE.N=60.1.137.19000=15,618.10⁷

Vì N_HEbđ>N_HObđ và N_FEbđ > N_FObđ nên K_HLbđ = K_FLbđ = 1

Suy ra        [σ_H]_bđ = 570/1,1 = 518,2 Mpa

  [σ_F]_bđ = 450/1,75 = 267,1 Mpa

Theo trang 9.5 [1] ta có:

Vậy thoả mãn yêu cầu 6.12 [1]

1.3.         Xác định khoảng cách trục a_W.

Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động.

 

Trong đó: dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong

 

: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tr ở bảng 6.5 [TL1]. =43

: mo6men xoắn trên trục bánh chủ động, =199365 (Nmm).

: ứng suất tiếp xúc cho phép, =527,3 (Mpa)

u: tỉ số truyền, u=3,26.

: hệ số, : chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 [TL1],

=0,3.

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 [TL1].

 = 0,53.0,3.(3,26+1) = 0,67 do đó theo 6.7 =1,05

Thay số vào ta được:

Theo tiêu chuẩn ta chọn

= 170 (mm)

1.4.         Môđun bánh răng:

Theo công thức 6.17 [1]

m = (0,01÷0,02).a_W = 1,7÷3,4

chọn m = 2 (mm) theo tiêu chuẩn

1.5.         Số răng của bánh răng:

Vì răng nghiêng ta chọn β = 15⁰

Theo công thức 6.31 [1]:

Vậy ta chọn số răng bánh dẫn Z₁=39

Vậy số răng bánh bị dẫn là

Ta chọn : 127

Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 

Tính lại góc β: ta có cosβ = mZ_t/2a = 2.166/2.170 = 0,976

Vậy β = 12,57^o < 20

1.6.         Góc ăn khớp:

Theo công thức 6.27 [1]:

Cosα_tW = Z₁.m.cosα/2a_w

( Có α = 20⁰)  Cosα_tW =(166.2.cos20)/2.170=0,917

 α_tW = 23,5⁰

1.7.         Kích thước bộ truyền bánh răng:

Chiều rộng vành răng:

b_W1=(mm)

Đường kính vòng chia:

 (mm)

(mm)

Đường kính lăn:

 (mm)

 (mm)

Đường kính đỉnh răng:

 (mm)

 (mm)

Đường kính vòng chân răng:

 (mm)

(mm)

Vận tốc bánh răng:

v=πd_w1.n₁/60000=π.79,8.137/60000=0,57 (m/s)

Theo bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9

1.8.         Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

theo 6.33 [1]

Với

Z_M =274 : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1]

 Z_H :  Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

 theo 6.34 [1]

Với β_b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

tgβ_b=cosαt.tgβ

(α_t=α_tw=23,5⁰ Vì bánh răng không dịch chỉnh)

tgβ_b=cos23,5.tag12,57=0,2 vậy β_b =11,3

 =1,7

: hệ số xét đến sự trùng khớp răng

Theo 6.36  [1]

≥1 theo 6.36c [1] 

Áp dụng 6.38b [1]

K_H: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H=K_Hβ.K_Hα.K_Hv

Trong đó:

K_Hβ = 1,05

K_Hα = 1,13: hệ số phân bố không đều tải trọng. Tra bảng 6.14 [1]

Trong đó:

    

tra bảng 6.15 [1] :  = 0,002

 = 73

 (m/s)

Vậy

 (Mpa)

Vậy độ bền tiếp xúc được thoã mãn.

1.9.         Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn:

Theo công thức 6.34 và 6.44 [1]

σ_Fcđ = 2T₁.K_F.Y_ε.Y_β.Y_F1/(b_W.d_W1.m) ≤ [σ_F]_cđ

σ_Fbđ = σ_F1.Y_F2/Y_F1 ≤ [σ_F2]_bđ

Trong đó:

Y_ε=1/ε_α = 1/1,73 = 0,58

Y_β = 1-β/140 = 1-12,57/140 = 0,91

, : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc va số răng tương đương(và ) và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 [1].

Với hệ số dịch chỉnh x₁=0 ,x₂ = 0 và Z_V1 =Z₁/cos³β = 39/cos³12,57=41,9

Z_V2 =Z₂/cos³β = 127/cos³12,57=136,6 và suy ra được Y_F1 = 3,7 ; Y_F2 = 3,6

Theo công thức 6.45 [1]:

K_F = K_Fβ.K_Fα.K_Fv

K_Fβ: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều. tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4 suy ra có K_Fβ =1,12

K_Fα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đội răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiên. Tra bảng 6.14 [1]:

K_Fα= 1,37

K_Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Theo công thức 6.46 [1]

K_Fv =

Với:

Trong đó

Với v=0,57 (m/s) tính được ở trên, : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 [1], =0,006, : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước bánh răng 1 và 2, tra ở bảng 6.16 [1],

 

Suy ra

K_F = 1,01.1,37.1,12=1,55

Suy ra:

 σ_Fcđ =  (Mpa)

 σ_Fcđ  ≤ [σ_Fcđ] = 267,4 (Mpa)

 

 σ_Fbđ =448,3.(3,6/3,7) = 144 ≤  [σ_Fbđ] =257,1 (Mpa)

vậy bánh ăng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.

1.10.    Kiểm nghiệm quá tải:

Theo công thức 6.48 [1]

Theo công thức 6.13 [1]

 = 2,8.σ_ch=0,8.650 = 1820

=488.=681,5 ≤  

vậy thoả mãn quá tải về tiếp xúc

Theo công thức 6.49 [1]:

Theo công thức 6.14 [1]

≤ 

Vậy thoả mãn quá tải về uốn

2. Tính toán cấp nhanh:

2.1.         Chọn vật liệu :

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ,  hai cấp, chịu công suất nhỏ, chỉ cần chọn vật liệu có độ rắn HB < 350, bánh răng được 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. Dựa theo bảng 6.1 [1] chọn thép 45X và 40X loại thép này rất thông dụng rẻ tiền. Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta được các thông số sau:

	Vật liệu	Nhiệt luyện	Giới hạn bền σbN/mm2	Giới hạn chảy σchN/mm2	Độ cứng HB
Bánh chủ động	Thép 45X	Tôi cải thiện	850	650	230…280
Bánh bị động	Thép 40X	Tôi cải thiện	850	550	230…260

 

 

2.2.          Xác định ứng suất cho phép [] , [] :

2.2.1.  Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Chọn độ cứng HB_cđ = 260 và HB_bđ = 250

ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT6.1 và 6.2 [1]

Trong tính toán sơ bộ nện ta chọn =1 và =1 do đó chỉ còn:

Với σ^o_Hlim , σ⁰_Flim : lần lượt là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở. Tra bảng 6.2 [1]

Ta được σ^o_Hlim = 2HB+70 = 2x260+70=590

σ⁰_Flim = 1,8HB = 1,8x260=468  (với bánh chủ động)

S_H và S_F là hệ số an toàn khi tiếp xúc về uốn. Tra bảng 6.2[1] ta được S_H=1,1 và S_F = 1,75 (với bánh chủ động)

K_FC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.

K_FL =1 khi tải 1 chiều

K_HL và K_FL hệ số tuổi thọ được tính

Công thức 6.3 và 6.4 [1]:

 và

Ở đây:  và : bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

trong trƣờng hợp này m_H và m_F= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.

N_HO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

 

Theo 6.5[1] : N_HO=30.=30.260^2,4=18752481

N_FO = 4.10⁶ đối với tất cả các loại thép.

Theo trang 94 [1] ta có:

 N_HEcđ  > N_HOcđ và N_EFcđ > N_FOcđ nên K_HLcđ = K_FLcđ = 1. Suy ra với bánh chủ động:

[σ_H]_cđ = 590/1,1 = 536,4 Mpa

[σ_F]_cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa

Đối với bánh bị động tương tự ta có:

σ⁰_Hlim = 2HB+70 = 2.250 + 70 = 570

σ⁰_Flim  = 1,8HB=1,8.250

S_H = 1,1 và S_F = 1,75

Theo công thức 6.9 và 6.10 [1], tải trọng thay đổi theo chế độ 1 ta có:

 

N_HE = K_HE.N=60.1.137.19000=15,618.10⁷

Vì N_HEbđ>N_HObđ và N_FEbđ > N_FObđ nên K_HLbđ = K_FLbđ = 1

Suy ra        [σ_H]_bđ = 570/1,1 = 518,2 Mpa

  [σ_F]_bđ = 450/1,75 = 267,1 Mpa

Theo trang 9.5 [1] ta có:

Vậy thoả mãn yêu cầu 6.12 [1]

2.3.         Xác định khoảng cách trục a_W.

Do hộp đồng trục suy ra  a_w=170 (mm)

2.4.         Môđun bánh răng:

Theo công thức 6.17 [1]

m = (0,01÷0,02).a_W = 1,7÷3,4

chọn m = 2 (mm) theo tiêu chuẩn

2.5.         Số răng của bánh răng:

Vì răng nghiêng ta chọn β = 15⁰

Theo công thức 6.31 [1]:

Vậy ta chọn số răng bánh dẫn Z₁=36

Vậy số răng bánh bị dẫn là

Ta chọn : 127

Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 

Tính lại góc β: ta có cosβ = mZ₁/2a = 2.163/2.170 = 0,95

Vậy β = 18,19^o < 20

2.6.         Góc ăn khớp:

Theo công thức 6.27 [1]:

Cosα_tW = Z_t.m.cosα/2a_w

( Có α = 20⁰)  Cosα_tW =(163.2.cos20)/2.170=0,9

 α_tW = 25,8⁰

2.7.         Kích thước bộ truyền bánh răng:

Chiều rộng vành răng:

b_W1=(mm)

Đường kính vòng chia:

 (mm)

(mm)

Đường kính lăn:

 (mm)

 (mm)

Đường kính đỉnh răng:

 (mm)

 (mm)

Đường kính vòng chân răng:

 (mm)

(mm)

Vận tốc bánh răng:

v=πd_w1.n₁/60000=π.75.480/60000=1,884 (m/s)

Theo bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9

 

2.8.         Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

theo 6.33 [1]

Với

Z_M =274 : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5

TL1

 Z_H :  Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

 theo 6.34 [1]

Với β_b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

tgβ_b=cosαt.tgβ

(α_t=α_tw=25,8⁰ Vì bánh răng không dịch chỉnh)

tgβ_b=cos25,8.tag18,19=0,295 vậy β_b =16,4

 =1,56

: hệ số xét đến sự trùng khớp răng

Theo 6.36  [1]

≥1 theo 6.36c [1] 

Áp dụng 6.38b [1]

K_H: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H=K_Hβ.K_Hα.K_Hv

 

Trong đó:

K_Hβ = 1,05

K_Hα = 1,13: hệ số phân bố không đều tải trọng. Tra bảng 6.14 [1]

Trong đó:

    

tra bảng 6.15 [1] :  = 0,002

 = 73

 (m/s)

Vậy

 (Mpa)

Vậy độ bền tiếp xúc được thoã mãn.

2.9.         Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn:

Theo công thức 6.34 và 6.44 [1]

σ_Fcđ = 2T₁.K_F.Y_ε.Y_β.Y_F1/(b_W.d_W1.m) ≤ [σ_F]_cđ

σ_Fbđ = σ_F1.Y_F2/Y_F1 ≤ [σ_F2]_bđ

Trong đó:

Y_ε=1/ε_α = 1/1,67 = 0,59

Y_β = 1-β/140 = 1-18,19/140 = 0,87

, : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc va số răng tương đương(và ) và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 [1].

Với hệ số dịch chỉnh x₁=0 ,x₂ = 0 và Z_V1 =Z₁/cos³β = 36/cos³18,19=41

Z_V2 =Z₂/cos³β = 127/cos³18,19=148 và suy ra được Y_F1 = 3,7 ; Y_F2 = 3,58

Theo công thức 6.45 [1]:

K_F = K_Fβ.K_Fα.K_Fv

K_Fβ: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều. tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4 suy ra có K_Fβ =1,12