ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY

--------------oOo--------------

 

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN ĐỀ 13 ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH 

      Đề tài:

“THIẾT KẾ HỆ THỐNG

DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN”

MỤC LỤC

DANH MỤC HÌNH...................................................................................1

DANH MỤC BẢNG.................................................................................2

LỜI NÓI ĐẦU...........................................................................................3

YÊU CẦU THIẾT KẾ...............................................................................4

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.. 5

1.1 Tính toán chọn động cơ. 5

1.2 Phân phối tỷ số truyền. 6

1.2.1 Tính công suất trên các trục. 6

1.2.2 Tính số vòng quay của các trục. 6

1.2.3 Tính momen xoắn trên các trục. 7

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH.. 8

2.1 Chọn loại xích. 8

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền. 8

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. 10

2.4 Tính đường kính đĩa xích. 11

CHƯƠNG 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.. 13

3.1 Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính:13

3.2 Xác định ứng suất cho phép. 13

3.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. 15

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài15

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp. 15

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:17

3.3.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn. 18

3.3.5 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền. 19

3.4 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. 21

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục. 21

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp. 21

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 22

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 24

3.5 Kiểm tra điều kiện bôi trơn. 25

CHƯƠNG 4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN.. 26

4.1 Chọn và kiểm nghiệm khớp nối26

4.1.1 Xác định kích thước khớp nối26

4.1.2 Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt26

4.2 Chọn vât liệu. 27

4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục. 27

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.27

4.4.1 Trục I28

4.4.2 Trục II28

4.4.3 Trục III29

4.5 Xác định phản lực trên các gối đỡ và đường kính các đoạn trục. 29

4.5.1 Xác định phản lực tại gối đỡ và vẽ biểu đồ momen. 30

4.5.2 Xác định đường kính tại các tiết diện trục. 35

4.6 Tính toán kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi36

4.7 Tính toán kiểm nghiệm then. 39

CHƯƠNG 5. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN.. 40

5.1 Chọn ổ lăn trên trục I40

5.1.1 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. 40

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. 42

5.2 Chọn ổ lăn trên trục II42

5.2.1 Tính toán kiểm nghiệm khả năng tải động. 43

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. 44

5.3 Chọn ổ lăn trên trục III44

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP  GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN   46

6.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc. 46

6.2 Thiết kế các chi tiết liên quan. 47

6.2.1 Chốt định vị47

6.2.2 Cửa thăm.. 47

6.2.3 Nút thông hơi48

6.2.4 Nút tháo dầu. 48

6.2.5 Kiểm tra mức dầu. 49

6.2.6 Cốc lót49

6.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc. 50

6.4 Yêu cầu kĩ thuật cho hộp giảm tốc. 50

CHƯƠNG 7:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP. 51

TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................53

DANH MỤC HÌNH

Hình 1. Sơ đồ phân tích lực của bộ truyền.............................................    29

Hình 2. Biểu đồ momen và phác thảo trục I...........................................    32

Hình 3. Biểu đồ momen và phác thảo trục II..........................................    33

Hình 4. Biểu đồ momen và phác thảo trục III.........................................    34

Hình 5 Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục I.......................................................     40

Hình 6. Sơ đồ bó trí ổ lăn trên trục II......................................................     42

Hình 7. Chốt định vị................................................................................       47

Hình 8. Kích thước cửa thăm..................................................................      48

Hình 9. Nút thông hơi            .............................................................................       48

Hình 10. Nút tháo dầu trụ............................................................      ...........49

Hình 11. Hình dạng que thăm dầu..........................................................     49

Hình 12. Cốc lót...........................................................................       ..........  49

 DANH MỤC BẢNG

Bảng 1 Số liệu yêu cầu thiết kế. 4

Bảng 2. Thông số động cơ được chọn. 6

Bảng 3. Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động. 7

Bảng 4. Thông số bộ truyền xích. 12

Bảng 5 Thông số tính toán bộ truyền bánh răng côn. 20

Bảng 6 Kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ. 25

Bảng 7. Bảng giá trị momen tương đương và đường kính.......................... 35

Bảng 8 Giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn theo tiết diện trục..37

Bảng 9. Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với trục. 38

Bảng 10. Kết quả kiểm nghiệm then.39

Bảng 11. Kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc............ 47

Bảng 12. Kích thước cửa thăm..................................................................... 47

Bảng 13. Kích thước nút thông hơi48

Bảng 14. Kích thước nút tháo dầu trụ. 48

Bảng 15. Dung sai lắp ghép then bằng. 49

LỜI NÓI ĐẦU

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

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy , Chi Tiết Máy , Vẽ Kỹ thuật Cơ khí , ... và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí . Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết máy. Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ là kỹ năng rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Vũ Thịnh và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức và kỹ năng còn non yếu, thiếu sót là điều không thể tránh khỏi. Em rất mong nhận được ý kiến góp ý chân thành nhất từ quý thầy cô để đồ án này được hoàn thiện hơn.

YÊU CẦU THIẾT KẾ

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Thùng trộn. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ).

Bảng số liệu:

Công suất trên thùng trộn P, kW	6
Số vòng quay trên trục thùng trộn n, vg/ph	80
Thời gian phục vụ L, năm	6
Số ngày làm việc/năm Kng, ngày	160
Số ca làm trong ngày, ca	3
t1	19
t2	11
T1	T
T2	0,7T

Bảng 1. Số liệu yêu cầu thiết kế

 

 

1 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Tính toán chọn động cơ

Xác định công suất và chọn động cơ điện cho hệ thống dẫn động là giai đoạn đầu tiên rất quan trọng cho quá trình thiết kế các bộ phận khác. Chúng ta cần chọn loại động cơ có công suất phù hợp với hệ thống không quá thừa công suất (đảm bảo tính kinh tế và tiết kiệm năng lượng), không thiếu (đảm bảo an toàn và hiệu quả cho hệ thống).

- Công suất của bộ phận công tác (thùng trộn):

- Hiệu suất chung cho cả hệ thống: η_ch= η_kn.η⁴_ôl.. η_brc. η_brt. η_x

Trong đó:    h_kn =0,98  : hiệu suất khớp nối (đàn hồi)

                   h_ôl = 0,99      : hiệu suất một cặpổ lăn (có 4 cặp)

         η_brc=0,96       :hiệu suất bộ truyền bánh răng côn (che kín)

         h_brt = 0,97     : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ(che kín)

                    h_x = 0,92       : hiệu suất bộ truyền xích

Þ η_ch=0,98. (0,99)^4. 0,96.0,97.0,92 =0,8065

- Do tải trọng thay đổi nên ta tính công suất tương đương của động cơ:

-Công suất lớn nhất cần thiết trên trục động cơ:

Theo quy cách chọn động cơ, công suất và số vòng quay đồng bộ của động cơ thỏa mãn điều kiện : .

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

Từ bảng 3.2 [1], chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ 2 cấp u_h=8, tỷ số truyền của bộ truyền xích u_x=2

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức:

n_sb=n_lv.u_t

Trong đó: n_lv=80 vg/ph là số vòng quay là việc của trục thùng trộn.

                 u_t =u_h.u_x là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống truyền động.

Suy ra:     n_đb=80.(8.2)=1280  vg/ph

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n_db=1500 vg/ph

-Theo bảng P1.3[2] với và n_đb=1280  vg/ph ta chọn động cơ 4A132S4Y3 có các thông số sau:

Ký hiệu	Công suất P(kW)	Vận tốc quay n(v/ph)	h(%)	cosj
4A132S4Y3	7,5	1455	87,5	0,82	2,0	2,2

Bảng 2. Thông số động cơ được chọn

1.2 Phân phối tỷ số truyền

-Tỉ số truyền  chung u_t của hệ dẫn động được xác định lại sau khi chọn động cơ:

-Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng trong hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn   (trong đó u_brc=2,5; u_brt=3,2) tỉ số truyền của bộ truyền xích u_x  được tính toán lại .

1.2.1 Tính công suất trên các trục

- Trục công tác: P_ct=6kW

-Trục III:

-Trục II:

-Trục I:

-Trục động cơ:

1.2.2 Tính số vòng quay của các trục

-Trục I: (vg/ph)  (hiệu suất khớp nối u_kn=1).

-Trục II: (vg/ph)

-Trục III: (vg/ph)

-Trục công tác: (vg/ph)

1.2.3 Tính momen xoắn trên các trục

-Trục động cơ:

-Trục I:

-Trục II:

-Trục III:

-Trục công tác:

 

Trục Thông số	Động cơ	1		2		3		Công tác
Công suất, kW	7,4320	7,2175		6,8595		6,5872		6
Tỷ số truyền	1		2,5		3,2		2,27
Momen xoắn, Nm	48,830	47,376		112,565		345,906		716,250
Số vòng quay (vg/ph)	1455	1455		582		181,875		80

Bảng 3. Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động

1.3  

2 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số ban đầu:

Công suất P₃=6,5872kW, số vòng quay n₃=181,875vg/ph, tỷ số truyền u_x=2,27.

2.1 Chọn loại xích

Chọn loại xích ống con lăn

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

-Chọn số răng của đĩa xích dẫn :

. Chọn (răng).

-Tính số răng của đĩa xích bị dẫn:

. Chọn  (răng).

-Xác định chính xác tỷ số truyền của bộ truyền xích:

.

Sai lệch tỷ số truyền:. Sai số nhỏ nên chấp nhận được.

-Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích:

Trong đó:

            : Hệ số tải trọng động (tải trọng va đập nhẹ).

            : Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích (chọn sơ bộ a=40p_c).

            : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (bộ truyền nằm ngang).

            : Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục điều chỉnh được).

            : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn liên tục).

            : Hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 3 ca).

.

-Tính công suất tính toán:

Trong đó:

          P_t - công suất tính toán

          [P] - công suất tính toán của bộ truyền một dãy có bước xích p_c ( tra bảng 5.4[1]).

          - hệ số răng đĩa xích.

         - hệ số vòng quay (giá trị n₀₁ được tra trong bảng 5.4[1]).

         - Hệ số xét đến số dãy xích (xích 1 dãy).

Tra bảng 5.4[1] chọn bước xích của bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy là p_c=25,4mm.

-Theo bảng 5.2[1] số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p_c=25,4mm là n_th=800vg/ph nên điều kiện nth được thỏa.

-Xác định vận tốc trung bình của xích.

(m/s).

-Lực vòng có ích:

(N).

-Tính toán kiểm nghiệm bước xích p_cvới áp suất cho phép [p₀] được chọn trong bảng 5.3[1] là 30MPa.

Do p_c=25,4mm nên bước xích đã chọn thỏa mãn điều kiện trên.

-Chọn khoảng cách trục sơ bộ

-Tính số mắt xích:

Chọn X=122 mắt xích

-Chiều dài xích:

-Tính toán lại chính xác khoảng cách trục:

Để bộ truyền làm việc bình thường, không chịu lực căng quá lớn nên giảm a một đoạn

Vậy ta chọn khoảng cách trục a=1018mm.

-Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây:

Theo bảng 5.6[1] với bước xích p_c=25,4mm ta chọn [i]=20.

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

Trong đó:

        Q=56,7kN- tải trọng phá hủy, tra theo bảng 5.2[2].

        N - Lực trên nhánh căng.

        - Lực căng do lực ly tâm gây nên(q_m là khối lượng 1m xích tra theo bảng 5.2[2]).

        - Lực căng ban đầu của xích (K_f=1 là hệ số phụ thuộc độ võng của xích nằm ngang).

Theo bảng 5.10[2] với n=200vg/ph ta tra được [s]=8,2.

Vậy s>[s] nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

2.4 Tính đường kính đĩa xích

-Lực tác dụng lên trục:

(K_m là hệ số trọng lượng xích nằm ngang)

-Đường kính vòng chia:

  +Đĩa xích dẫn: 

  +Đĩa xích bị dẫn:

-Đường kính vòng đỉnh:

  +Đĩa xích dẫn:

 

  +Đĩa xích bị dẫn:

-Đường kính vòng đáy:

  +Đĩa xích dẫn:

  +Đĩa xích bị dẫn:

với r=0,5025d₁+0,05=0,5025.15,88+0,05=8,03mm

(giá trị d₁=15,88mm được tra tại bảng 5.2[2]).

 

 

Tính toán thiết kế
Thông số	Giá trị	Thông số	Giá trị
Dạng xích	Xích ống con lăn 1 dãy	Đường kính vòng chia: Bánh dẫn d1: Bánh bị dẫn d2:	202,1 460,8
Bước xích pc, mm	25,4
Khoảng cách trục a, mm	1018	Đường kính vòng ngoài: Bánh dẫn d1: Bánh bị dẫn d2:	213,8 473,1
Chiều dài xích L, mm	3098,8
Số mắt xích X	122	Đường kính vòng đáy: Bánh dẫn d1: Bánh bị dẫn d2:	186,04 444,74
Số răng đĩa xích: Xích dẫn z1 Xích bị dẫn z2	25 57
Lực tác dụng lên trục Fr, N	3935,3
Lực vòng có ích Ft, N	3422
Tính toán kiểm nghiệm
Thông số	Giá trị cho phép	Giá trị tính toán	Nhận xét
Số vòng quay bánh dẫn	800	181,875	Thỏa mãn
Số lần va đập	20	2,48
Hệ số an toàn s	8,2	15,82
Áp lực trong bản lề xích	30	26,6

Bảng 4. Thông số bộ truyền xích

 

 

 

 

 

3 CHƯƠNG 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính:

Do không có yêu cầu             đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế , ở đây chọn vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau.

Theo bảng 6.1[3] ta chọn:

-Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạ độ rắn HB241...285 có σ_b1 = 850 MPa,σ_ch1 = 580 MPa.

-Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạ độ rắn HB192...240 có σ_b2 = 750 MPa,σ_ch2 = 450 MPa.

3.2 Xác định ứng suất cho phép

        -Theo bảng 6.2 [2] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350,

= 2HB + 70  ;   = 1,8HB  ;  s_F = 1,75  ;  s_H = 1,1.

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB₁=245; độ rắn bánh răng lớn HB₂=230, khi đó:

     = 2.HB₁ + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa

    = 2.HB₂ + 70 = 2.230 + 70 = 530  MPa

    = 1,8.HB₁   =  1,8.245= 441 MPa

    = 1,8 .HB₂  =  1,8.230  = 414  MPa

  ,lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

-Số chu kỳ làm việc cơ sở:  , do đó:

 

-Hệ số tuổi thọ:

              ; 

Tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Do bộ truyền làm việc tải trọng thay đổi nhiều bậc nên:

                  

, do đó hệ số tuổi thọ  K_HL2=1.

Suy ra N_HE1 > N_HO1 do đó K_HL1=1.

Như vậy theo (6.1a)[2], sơ bộ xác định được:

  [_H] ₁=.K_HL1/ s_H =560/1.1=509 MPa

   [_H] ₂=.K_HL2/ s_H =530/1.1=481,8 MPa

Với cấp nhanh cũng như cấp chậm đều sử dụng răng thẳng và N_HE1  tính được đều lớn hơn N_HO1 => K_HL=1.

Do đó:

[_H]^’=min([_H] ₁; [_H] ₂)= [_H] ₂=481,8 MPa.

-Ta có N_FE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

         

Trong đó m_f=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350MPa ).

Do N_FO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N_FO=4.10⁶ với mọi loại thép.

     N_FE2 > N_FO => K_FL2=1, tương tự K_FL1=1.

Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều K_FC=1, ta được:

[_F1]=441.1.1/1,75=252 MPa

[_F2]=414.1.1/1,75=236,5 MPa

3.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)

Thông số ban đầu:

-Mômen trên trục T₁=47,376Nm.

-Số vòng quay: n₁=1455 vg/ph.

-Tỷ số truyền u= u_brc=2,5

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài

- Chọn hệ số chiều rộng vành răng  

-Tính tỉ số

Giả sử trục lắp trên ổ bi đỡ chặn, ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính K_H (bảng 6.19[1]).

-Tính đường kính vòng chia ngoài theo công thức (6.116a)[1]:

 

-Chiều dài côn ngoài được xác định như sau:

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

-Theo bảng 6.20[1], với d_e1 và u ta chọn được số răng z_1p=21

Phụ thuộc vào độ rắn bề mặt vật liệu chế tạo bánh răng ta chọn z₁=1,6.z_1p=1,6.21=33,6. Chọn số răng bánh răng chủ động z₁=34 răng.

Khi đó số răng bánh răng bị động z₂=u.z₁=2,5.34=85. Chọn z₂=85 răng.

Ta tính lại tỷ số truyền: .

-Góc mặt côn chia:

Bánh chủ động: 

Bánh bị động: 

-Modun vòng chia ngoài: mm. Theo bảng 6.8[2] lấy trị số tiêu chuẩn m_e=2,5mm. Suy ra môdun vòng trung bình:

-Chọn hệ số dịch chỉnh bằng x₁=x₂=0.

-Đường kính vòng chia ngoài:

Bánh chủ động: 

Bánh bị động:  

-Đường kính vòng chia trung bình:

Bánh chủ động: 

Bánh bị động:  

-Đường kính vòng đỉnh:

Bánh chủ động   

Bánh bị động d_ae2:

-Chiều dài côn ngoài:

-Chiều rộng vành răng:

Chọn bề rộng vành răng theo tiêu chuẩn b=30mm.

-Chiều cao răng ngoài:

mm

với(răng thẳng nên ,

-Chiều cao đầu răng ngoài:

mm

mm

-Chiều cao chân răng ngoài:

mm

mm

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Tiến hành kiểm nghiệm theo công thức (6.114)[1]

Trong đó:

          -là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.

Tra bảng 6.5[2]: =274MPa^1/3_.

            -là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.Do x_t=x₁+x₂=0 và do . Tra bảng 6.12[2]:=1,76

-là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

 hệ số trùng khớp ngang

 

Theo 6.59a[2]:

-là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.61[1]:

+=1,15

+=1(bánh răng côn răng thẳng)

+

*Vận tốc vòng: . Theo bảng 6.13[2] chọn cấp chính xác 7.

* Theo công thức 6.64[2]: , với  (bảng 6.15[2]), (bảng 6.16[2]).

Giá trị  được tra trong bảng 3.17[2].

.

Thay các giá trị vừa tìm được ta tính được:

Theo công thức (6.1) và 6.1(a)[2]:

Ứng suất tiếp xúc cho phép thực tế:

, do đó thỏa điều kiện bền tiếp xúc.

3.3.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn

Độ bền uốn được kiểm tra theo công thức (6.65)[2]:

        

Trong đó:

          -T₁ là mômen xoắn trên bánh chủ động

          -K_F là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo  công thức 6.67[1]:         

                

Theo công thức (6.105)[1],  được tính gần đúng như sau:

Theo công thức (6.64)[2]:

.

Với  được tra trong bảng (6.15)[2].

Tính số răng tương đương:

 răng

             răng

Tra bảng 6.18[2] => Y_F1=3,57; Y_F2=3,63

Với răng thẳng

                  

                        

 

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

3.3.5 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

-Lực tác dụng lên bánh dẫn:

Lực vòng:  

Lực pháp tuyến:

Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

-Lực tác dụng lên bánh bị dẫn:

Lực vòng:

Lực pháp tuyến:

Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

 

 

 

 

 

 

 

Tính toán thiết kế
Thông số	Giá trị	Thông số	Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re,mm	114,44	Đường kính vòng chia ngoài: Bánh dẫn de1,mm: Bánh bị dẫn de2, mm:	85 212,5
Modun vòng chia ngoài me, mm	2,5
Dạng răng	Thẳng	Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn dae1,mm: Bánh bị dẫn dae2,mm:	89,64 214,36
Chiều rộng vành răng b, mm	30
Số răng: Bánh dẫn z1 Bánh bị dẫn z2	34 85	Chiều cao răng ngoài, ,mm	5,5
Góc mặt côn chia: Bánh dẫn , độ Bánh bị dẫn , độ	21,8 68,2
Lực tác dụng lên bánh dẫn: Lực hướng tâm N Lực vòng ,N Lực dọc trục, N	430,5 1274 172,2	Đường kính vòng chia trung bình: Bánh dẫn d1,mm: Bánh bị dẫn d2,mm:	74,38 185,94
Lực tác dụng lên bánh bị dẫn: Lực hướng tâm N Lực vòng ,N Lực dọc trục, N	172,2 1274 430,5	Chiều cao đầu răng ngoài: -Bánh dẫn ,mm: -Bánh bị dẫn d2,mm: Chiều cao chân răng ngoài: -Bánh dẫn ,mm: -Bánh bị dẫn d2,mm:	2,5 2,5       3 3

 

Bảng 5 Thông số tính toán bộ truyền bánh răng côn

 

 

3.4 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm).

Thông số ban đầu:

-Mômen trên trục T₂=112,565Nm.

-Số vòng quay: n₁=582vg/ph.

-Tỷ số truyền u= u_brt=3,2.

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

-Theo bảng 6.15[1]  do các bánh răng không nằm đối xứng các ổ trục nên hệ số chiều rộng vành răng , ta chọn , khi đó:

-Theo bảng 6.4[1] ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính:  

-Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng:

 

Chọn theo tiêu chuẩn SEV229-75 quy định.

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp

-Modun răng . Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3 mm.

-Tổng số răng

 răng.

Số răng bánh dẫn . Chọn z₃=26 răng và chọn hệ số dịch chỉnh x₃=x₄=0.

Số răng bánh bị dẫn  răng.

Tỷ số truyền sau khi chọn số răng: . Sai số tỷ số truyền nên chấp nhận được.

-Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia:

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

Đường kính vòng đỉnh:

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

Đường kính vòng đáy:

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

Khoảng cách trục: . Lấy

Chiều rộng vành răng:

Bánh bị động: . Chọn

Bánh chủ động:

-Vận tốc vòng bánh răng: m/s

Với v=2,38/s theo bảng 6.13[2] chọn cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14[2] với cấp chính xác 9 và v<2,5mm, .

-Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng F_t:  

Lực hướng tâm  F_r:  

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

            Theo công thức 6.33[2], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Trong đó:

           -là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn