Thiết kế hộp giảm tốc một cấp

Bé c«ng th¦¬ng Tr­êng ®¹i häc kinh tÕ – kü thuËt c«ng nghÖp Khoa c¬ khÝ ®å ¸n m«n häc CHI TIẾT MÁY Sè ®Ò: ..... Hä vµ tªn sinh viªn : Tạ Văn Ngôn Líp: LT§H CK3 A1 Kho¸: 3 Khoa: C¬ KhÝ Gi¸o viªn h­íng dÉn: Vò §øc Quang. Néi dung THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng Tmm = 1,35T t1 = 7,55h ttmm = 2s ttck = 8h 1. Động cơ 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 4. Bộ truyền đai 2. Nối trục đàn hồi 5. Băng tải làm việc một chiều Các số liệu cho trước: 1. Lực kéo băng tải: F = 8500 N 2. Vận tốc băng tải: v = 0.7 m/s 3. Đường kính tang: D = 400 mm 4. Thời hạn phục vụ: lh = 16.400 giờ 5. Số ca làm việc:Số ca = 2 ca/ngày (8h/ca) 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 90o 7. Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ Yªu cÇu thùc hiÖn: I. PhÇn thuyÕt minh: Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm: Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục. Tính toán bộ truyền ngoài. Tính toán bộ truyền bánh răng. Tính toán thiết kế trục. Tính chọn ổ đỡ. Tính toán kết cấu hộp. II. PhÇn b¶n vÏ: TT Tªn b¶n vÏ Khổ giấy Số lượng 1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc A0 1 2 Các bản vẽ phụ nếu cần A3 1 Ngµy giao ®Ò:……/…… /2011 Ngµy hoµn thµnh:……/……/2011 Hµ Néi, ngµy…... th¸ng……n¨m 2011 TRƯỞNG KHOA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN PHẦN MỞ ĐẦU 1./Lý do chọn đề tài Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay. Với một sinh viên đang chuẩn bị tốt nghiệp ra trường như chúng em đây,việc chọn một đề tài để khởi đầu cho lĩnh vực mình làm sau này là vấn đề có ý nghĩa rất quan trọng. Nó giúp sinh viên tiếp xúc và làm quen với việc thiết kế để có nền tảng cho chuyên ngành này.Chính vì nó có ý nghĩa như vậy nên việc em chọn đề tài khởi đầu cho môn thiết kế máy với lý do sau đây: -Đề tài này với những chi tiết máy rất phổ biến mà nó lại được dùng rộng rãi trong các máy móc khác nhau. -Kết cấu của đề tài lại đơn giản phù hợp với một người sinh viên sắp tốt nghiệp ra trường như em. -Em có thể sử dụng kiến thức cơ sở đã được học để tính toán thiết kế bên cạnh đó em có thể kiểm nghiệm được những gì mình tiếp thu được trong suốt quá trình học. -Nó là tiền đề để em thiết kế những cơ cấu phức tạp và hướng nghiệp trong tương lai. 2./Mục đích nghiên cứu của đồ án,đối tượng và phạm vi nghiên cứu Mục đích: Nắm được trình tự thiết kế máy Nắm được các kiến thức cơ sở của quá trình thiết kế máy,kết hợp các môn học cơ sở được học từ trước để thực hiện. Hiểu được cơ bản về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và các phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy,biết phân tích tổng hợp vấn đề ,vận dụng linh hoạt lý thuyết vào thực tiễn để trong trường hợp cụ thể có thể giải quyết tốt nhất vấn đề thiết kế chi tiết máy. Đối tượng nghiên cứu: Đối tượng nghiên cứu trong đề tài này là cấu tạo nguyên lý làm việc và phương pháp thiết kế của: Các chi tiết máy như:bánh răng,trục ,ổ trục ,bulông ,vỏ máy ,then,… Các mối ghép cơ khí,các truyền động cơ khí:then,ren,truyền động bánh răng,đai,và các ổ đỡ. Phạm vi nghiên cứu: Nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc dựa trên lý thuyết và thực nghiệp.Lý thuyết tính toán chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức toán học, vật lý, cơ học lý thuyết ,nguyên lý máy,sức bền vật liệu,vật liệu học,chi tiết máy… Do khối lượng kiến thức tổng hợp nhiều , còn có những mảng chưa nắm vững và thời gian có hạn cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy, cô cùng các bạn trong lớp giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc . Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy Vũ Đức Quang đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án của mình. PHẦN I: NỘI DUNG CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Chọn động cơ: Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng hết sức phổ biến. Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều ưu điểm so với các loại động cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy...) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch được sử dụng phổ biến hơn cả. Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động được thực hiện thông qua các bước tính toán về: Công suất động cơ Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt 1.1.1 Công suất động cơ: Công suất trên trục động cơ được tính theo công thức (2.8) sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 [TTTKHDĐCK] Trong đó: + Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ + Pt : công suất tính toán trên máy công tác(kw) + : là hiệu suất truyền động. Giá trị của được xác định theo công thức (2.9) [TTTKHDĐCK] : Với là hiệu suất truyền động của các bộ truyền, các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. 1. Động cơ 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 4. Bộ truyền đai 2. Nối trục đàn hồi 5. Băng tải làm việc một chiều Căn cứ, vào sơ đồ kết cấu bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền, các cặp ổ theo bảng 2.3 [TTTKHDĐCK] ta có: + Hiệu suất nối trục = 0,99 + Hiệu suất ổ lăn = 0,99 + Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc = 0,97 + Hiệu suất bộ truyền đai = 0,95 Với giả thiết hệ thống dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi theo 2.11 [TTTKHDĐCK] : kW Trong đó: F: là lực kéo băng tải, N V: là vận tốc băng tải, m/s kW 1.1.2 Số vòng quay trên trục công tác: (v/ph) Trong đó: D là đường kính tang quay (mm/s) v là vận tốc băng tải (m/s) 1.1.3. Chọn tỷ số truyền sơ bộ : + Tra Bảng 2.4[TTTKHDĐCK], chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng một cấp là = 5 ; và bộ truyền đai là 4 1.1.4.Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ : (v/ph) 1.1.5 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ : Chọn (v/ph) 1.1.6 Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục P1.3 [TTTKHDĐCK] với Pct = 6,72 (kW), , chọn động cơ có số hiệu 4A160S8Y3 có=7,5 kW, số vòng quay =730 vg/ph. TK/Tdn = 1,4 > Tmm/T1 = 1,35. ÞVậy chọn động cơ có thông số như trên là hợp lý II. Phân phối tỷ số truyền. 1. Tỷ số truyền của hệ dẫn động là: mà Trong đó : ut : tỷ số truyền tổng : là tỷ số truyền bộ truyền đai : là tỷ số truyền của hộp giảm tốc - Theo dãy số tiêu chuẩn của : ta chọn = 4,5 Þ= Vậy ta có: uh = 4,85 III. Xác định các thông số trên các trục : 3.1 Số vòng quay. Số vòng quay trên trục động cơ là: nđc = 730 (vòng/phút). Số vòng quay trục I : (vòng/phút). Số vòng quay trục II: nII === 150,51 (vòng/phút). Số vòng quay trên trục công tác: n=== 33,44 (vòng/phút). 3.2 Công suất trên các trục Gồm các trục: Trục động cơ Trục bánh răng nhỏ: trục I Trục bánh răng lớn : trục II Trục công tác Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 6,72 (KW). Công suất trên trục II: P2=== 7,14 (KW). Công suất trên trục I: P1=== 7,43 (KW). Công suất thực của trục động cơ: 7.50 (KW). 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. Áp dụng công thức : Ti=9,55.106. ta có: Mô men xoắn trên trục động cơ : Tđc = 9,55. 106. (N.mm). Mô men xoắn trên trục I: T1= (N.mm). Mô men xoắn trên trục II: T2 = (N.mm). Mô men xoắn trên trục công tác: Tct= (N.mm). 3.4 Bảng thông số động học. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Thông số T.S.T Động cơ I II Công tác 1 4,85 4,5 n (vg/ph) 730 730 150,51 33,44 P (KW) 7,5 7,43 7,14 7,50 T (N.mm) 98116,43 97200,68 453039,66 1203375,21 Chương II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 2.1. Chọn loại đai Căn cứ công suất động cơ P = 7,5kW, tỷ số truyền Uđ = 4,5 và điều kiện làm việc va đập nhẹ ta chọn: Đai hình thang thường. 2.2. Xác định các thông số bộ truyền 2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ. Với Pct = 6,72 (kW) ta có: Theo hình 4.1 chọn tiết diện đai B Loại đai Kí hiệu Kích thước tiết diện bt b h y0 Diện tích tiết diện A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) Chiều dài giới hạn l, (mm) Đai hình thang thường B 19 22 13,5 4,8 230 200 - 400 1800 - 10600 Theo bảng 4.13 Tr59(I) ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 200 mm 2.2.2. Đường kính bánh đai lớn Vận tốc đai v = .d1.n1/60000 = 3,14.200.730/60000 = 7,64 m/s Nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax = 25 m/s Theo công thức (4.2) với = 0,02 đường kính bánh đai lớn d2 = uđ.d1(1 - ) = 4,5.200(1 – 0,02) = 918,36 mm Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 1000 mm Như vậy tỷ số truyền thực tế ut = d2/[d1(1 - )] = 918,36/[200(1 – 0,02)] = 4,68 và u = (ut – uđ)/uđ = [(4,68 – 4,5)/4,5].100% = 4% nằm trong phạm vi cho phép (3 ~ 4%). Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 1000 mm theo công thức (4.4) l = 2a + 0,5.(d1 + d2) + (d2 - d1)2/(4a) = 2.1000 + 0,5.3,14(200 + 1000) + (1000 - 200)2/(4.1000) = 4044 mm Theo bảng 4.13Tr59 (I) chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là 4000 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15 i = v/l = 7,64/4 = 1,91m/s < 10m/s Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 4000 mm Theo 4.6, a = () với λ = 4000 – 0,5.3,14(200 + 1000) = 2116mm Δ = (d2 - d1)/2 = (1000 - 200)/2 = 400 do đó a = 3904 mm Theo (4.7) góc ôm α1 = 180 – 57(d2 – d1)/a = 180 – 57(1000 - 200)/3904 = 1680 > αmin 1200 2.2.3 Xác định số đai. Xác định số đai z: theo công thức (4.16): z = P1.Kđ/([P0]CαC1CuCz) Theo bảng 4.7 Kđ = 1,25 Với α = 1680, Cα = 0,97 (bảng 4.15) Với l/l0 = 4000/3570 = 1.06 , C1 = 1,02 (bảng 4.16) Theo bảng 4.17, với u = 4,5 ,Cu = 1,14 Theo bảng 4.19 [P0] = 3,64 kW ( v = 7,64 m/s d1 = 200mm) P1/ [P0] = 7,43/3,64 = 2,04 do đó Cz = 0,95 Do đó z = 7,43.1,25/(3,64.0,97.1,02.1,14.0,95) = 2,38 Lấy z = 3 Chiều rộng bánh đai theo (4.17) và bảng 4.21 B = (z – 1 ).t + 2e = (3 – 1).25,5 + 2.17 = 85 mm Đường kính ngoài của bánh đai da = d + 2h = 200 + 2.5,7 = 211,4 mm 2.2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Theo (4.19) F0 = 780P1.Kđ/(vCαz) + Fv Trong đó Fv = qmv2 (định kì điều chỉn lực căng) với qm = 0,3 kg/m (bảng 4.22) do đó Fv = 0,3.7,642 = 17,51 N do đó F0 = 780.7,43.1,25/(7,64.0,97.3) + 17,51 = 343N Theo (4.21) lực tác dụng lên trục Fr = 2F0.sin(α1/2) = 2.343.3.sin(1680/2) = 2037N CHƯƠNG III :THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I.Tính toán thiết kế bộ truyền. 1.Chọn vật liệu. Theo bảng 6.1[1] ,ta chọn như sau : Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 241 ¸ 285; sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 245. Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt nh sau: HB = 192 ¸ 240; sb2 = 750 MPa ; sch2 = 450 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 230. 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [sH] và ứng suất uốn [sf] cho phép. . Trong đó: - SH là hệ số an toàn. - ZR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. - ZV là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. - ZL là hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. - KxH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 Þ Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định SH vànhư sau: = 2.HB + 70 ; SH=1,1 ; SH= 1,75 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250+ 70 = 570 (Mpa). s°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. Þ Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng nghiêng được xác định như sau: Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - T: tổng thời gian làm việc . - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. Vậy ta được : NHE1 = NFE1 = 60.1.720.16400 = 7,0848.108 NHE2 = NFE2 = 60.1.180.16400 = 1,7712.108 Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra : KHL1=1 NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1 Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (Mpa) (Mpa) Do bánh răng nghiêng nên theo 6.12 ta có: (Mpa) Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên KFC =1 (MPa). (MPa).. ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ta có: =2,8. = 2,8.750 = 2100 (MPa) =0,8. = 0,8.850 = 425 (Mpa) =0,8. = 0,8.750 = 600 (Mpa) 4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aW của bộ truyền bánh răng trụ bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aW ³ Ka. (u1 + 1) (mm) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục 1 ,T1 = 97200,68 (Nmm) - Ya = bW/aW = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp. (bảng 6.6) - Ka = 43 bánh răng trụ răng nghiêng (bảng 6.5) - KHb là hệ số tập trung tải trọng. - KHv là hệ số tải trọng động. - KHa là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng. - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét. Ở đây ta đã có: - Ybd = 0,5.Ya .(u+1) = 0,5.0,3.(4,85+1) = 0,8. Tra Bảng 6.7 (Tr98-I: TTTKDDCK) ta có KHb = 1,12 (Sơ đồ 3). - Chọn sơ bộ KHv = KHa = 1. Þ aW = 43.(4,85 + 1). 168,33 (mm) Vậy ta chọn theo dãy tiêu chuẩn aW = 160 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là. Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh nh sau: m = (0,01 ¸ 0,02).aW = (0,01 ¸ 0,02).160 = 1,6 ¸ 3,2 (mm.) Theo dãy tiêu chuẩn hoá bảng 6.8 ta sẽ chọn môdun pháp m = 2,5 (mm.) Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 8 ¸ 200. Vậy chọn sơ bộ b = 100 Þ cos b = 0,9848 khi đó ta có: . Chọn Z1 = 21 (răng). Z2 = U1 Z1 = 4,85.21 = 101,85 (răng). ,chọn Z2 = 101 (răng) Þ Zt = Z1 + Z2 = 21 +101 = 122 (răng) Tính lại khoảng cách trục theo (6.32) (mm) Tỷ số tryền thực là um = z2/z1 = 101/21 = 4,80 Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: = 17037’1” c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH £ [sH]. Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc sH = ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV. KHa. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T1 = 97200,68 (N.mm). - bw = 0,3.aw = 0,3.160 = 48 (mm ). - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). - ZH = Theo (6.35) (tgb = cosαt.tgβ = cos(20,31)tg(17,61710) = 17,38610) với αt = αtw = arctg(tg20o/cosβ) = arctg(tg200/0,9531) = 20,90 ) Theo 6.38 Ze = . Trong dó theo (6.38b) ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb =[1,88 – 3,2 (1/22 +1/107)].cos17,61710 = 1,71 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: dw1 = 2aw /(um +1) = 2.160/(4,8 + 1) = 55,17 mm Theo (6.40) v = πdw1.n1/60000 = 3,14.55,17.730/60000 = 2,07 m/s Do vận tốc bánh dẫn: v = 2,07 m/s < 2,5 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được : KHa = 1,13. Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ dH = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ KHb = 1,12 Þ KH = KHb.KHV. KHa =1,12.1,02.1,13 = 1,233 Thay số : sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Theo (6.1)Với v = 2,07 m/s Þ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25¸0,63 mm. Do đó ZR = 1 với da< 700mm Þ KxH = 1. Þ [sH] = 499,68.1.1.1= 499,68 MPa. Nhận thấy rằng sH < [sH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc. d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF £ [sF]. Mà còn sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. - KFb : Hệ số tập trung tải trọng. - KFv : Hệ số tải trọng động - YF : Hệ số dạng răng. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; Do Theo bảng (6.18) ta được Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...). Còn Vận tốc bánh dẫn : v < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được KFa =1,37. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ dF = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) Þ KFb = 1,24 Þ KF = KFa KFb KFv = 1,37.1,24.1,04 = 1,76. - ea = 1,71 Þ Ye = 1/ea = 0,584. - b = 17,61710 Þ Yb = 1 - b/140 = 0,874. Vậy ta có: (MPa). Þ sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 102,87.3,9/3,7 = 108,43 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được được xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 2,5 mm Þ YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) = 1,01. Còn YR = 1 và KxF = 1: Þ [sF1] = [sF1].1,01.1.1 = 325,71.1,01.1 = 328,96 MPa. Þ [sF2] = [sF2].1.1,01.1 = 302,86.1,01.1 = 305,88 MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uốn vì : e. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định nh sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8 Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền - Khoảng cách trục: aw = 160 (mm). - Môđun pháp bánh răng: m = 2,5 (mm.) - Chiều rộng bánh răng: bw = 48 (mm). - Số răng bánh răng: Z1 = 21 và Z2 = 101. - Góc nghiêng của răng: b = 17,61710. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp: at = atw = arctg(tga/cosb) = 20,90. - Đường kính chia : d1 = m.Z1/cosb = 2,5.21/cos(17,6171o) = 55,08 (mm). d2 = m.Z2/cosb = 2,5.101/cos(17,6171o) = 264,92 (mm). - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 55,08 + 2.2,5 = 60,08 (mm). da2 = d2 + 2.m = 264,92 + 2.2,5 = 269,92 (mm). - Đường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5.m = 55,08 - 2,5.2,5 = 48,83 (mm). df2 = d2 - 2,5.m = 264,92 - 2,5.2,5 = 258,67 (mm). CHƯƠNG IV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC. IV.1.Chọn vật liệu . Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau sb= 600 Mpa; sch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB. Ứng suất xoắn cho phép [t] = 12 ¸ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (hình 1) IV 2. Chọn khớp nối. Theo tiêu chuẩn, chọn kích thước khớp nối dựa vào công thức: Tt = k.T ≤ [T] Trong đó: k là hệ số chế độ làm việc, nó phụ thuộc vào máy công tác. T là momen xoắn danh nghĩa T = Tđc= 98116,43 (Nmm) Tt là momen xoắn tính toán: Tra bảng 16.1 k = 1,5 ÷ 2 chọn k = 1,5 Tt = k.Tđc = 1,5. 98116,43 = 147174,64 (Nmm) ≈ 147,17 (Nm) Mặt khác tra bảng P1.7 [I] với động cơ 4A160S8Y thì có dđc = 42 (mm) Tra bảng 16.10a [T] = Nmm ta có kích thước cơ bản của nối trục đàn hôi như sau: T(Nm) d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 250 42 140 80 175 110 75 105 6 3800 5 42 30 28 32 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T(Nm) dc d1 D2 l0 l1 l2 l3 h 250 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi Công thức: sd = 2KT/(ZD0dcl3) ≤ [sd] Thay số : sd = 2.1,5.98116,43/(6.105.14.28) = 1,19 (Mpa) [sd] = (2 ÷ 4) Mpa ®sd ≤ [sd] Kiểm nghiệm sức bền của chốt: Công thức: su = KTl0/(0,1dc3 D0Z) ≤ [su] Thay số: su = 1,5.98116,43.62/(0,1.143.105.6) = 52,78 (Mpa) [su] = (60 ÷ 80) Mpa ® su ≤ [su] IV.3.Tính thiết kế trục. 1. Xác định sơ bộ đường kính trục. Đường kính trục sơ bộ được xác định theo công thức (mm). Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục. - [t] = 12 ¸ 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép. - Đường kính sơ bộ trục I Với: T1 = 97200,68 (N.m) chọn t = 15 (MPa ) ta có d1 ≥ = 31,87(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d1 = 35(mm) - Đường kính sơ bộ trục II Với T2 = 453039,66 (N.m) chọn t = 25 (MPa) ta có d2 ≥ = 44,91 (mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d2 = 45(mm) 2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (hình 1) hình 1 Tran bảng 10.2 ,từ đường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo d1 = 35 ® b01 = 21 (mm) d2 = 45 ® b02 = 25 (mm) Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm12=(1,4 …2,5)35 = 49…87,5, chọn lm12 = 68 (mm) lm13=(1,2 …1,5)35 = 42…52,5, chọn lm13 = 47 (mm) lm23=(1,2 …1,5)45 = 54…67,5, chọn lm23 = 60 (mm) - Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay chọn K1 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp, chọn K2 = 5 (mm) - Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ chọn K3 = 15 (mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 20 (mm) - Sử dụng các kí hiệu như sau k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lki : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối đỡ. Lcki = 0,5(lmki + b0) + K3 + hn -Trục I : lc12 = 0,5(lm12 + b0) + K3 +hn = 0,5(68 + 21)+ 15 + 20 = 79,5(mm) theo bảng 10.4[1] ,ta có l12 = -lc12 = -79,5(mm) ,chọn l12 = 80 (mm) l13 = 0,5(lm13+ b0)+ K1 + K2 = 0,5(47 + 21) + 10 + 5 = 49 (mm) chọn l13 = 49 (mm). l11 = 2.l13 = 2.49 = 98(mm) . -Trục II: l21 = l11 = 2.49 = 98(mm) lc23= 0,5(lm23 + b0) + K3 + hn =0,5(60 + 25) + 15 + 20 = 77,5(mm) ,chọn lc23 = 78 (mm) l23 = lc23 + l21 = 78 + 98 = 176(mm) . l22 = l13 = 49 (mm)