Đồ án Chi Tiết Máy HaUI Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (352.05 KB, 48 trang )
Trường - 1 -
Lớp :
Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy
Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng
!"#$
%
%%&#'(
η
=
Trong đó:
-
là công suất cần thiết trên trục động cơ
-
công suất tính toán trên trục máy công tác
3
10
−
=
Với :Lực kéo băng tải =13000
Vận tốc băng tải =0,45 !"#
−
= 14000.0,46.
3
10
−
= 5,85
Hiệu suất truyền động:
- $
%$
&''
$
()'
2
*+
η
'
$
'$
*
- Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:
Hiệu suất bộ truyền xích $
,%
/0
Hiệu suất 1 cặp bánh răng $
()%
/1
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn được che kín $
*+%
//
Hiệu suất khớp nối $
=
//
− $
=
0,99
3
.0,97.0,92.0,99
= 0,857
857,0
85,5
=
= 6,83 ( kw)
%%)&#'*+,-
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
2
= 2
'2
Trong đó:
- 2
: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
- 2: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài
Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:
1
SV:3)456 - 1 - GVHD:57 859
Trường - 2 -
2
= 2
()
= 4
2= 2
,
=4
U
t
= 4.4 = 16
- Số vòng quay trục máy công tác:
%
:
.
.60000
π
Với vận tốc băng tải =0,45 !"#
Đường kính tang := 105 !!
=
105.14,3
45,0.60000
=
81,85 "
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
'
#(%
'
'
5
%
81,85.16
=
1310"
%%/
- Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.
- Căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ,ta chọn
động cơ phải thỏa mãn 3 điều kiện :
- P
đc
>P
ct.
; n
đc
≈ n
sb
;
;
!!
<
- Momen mở máy của động cơ
60,1
65,1
.65,1
21
1
=
+
=
!!
= 1,03
- Theo kết quả tính toán ở trên :
• Công suất cần thiết
= 6,83
• Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ :
#(
= 1310 "
• Tải trọng phải thỏa mãn:
;
!!
max
<
Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:
Tên động cơ Công suất động cơ
(kw)
n
đb
(vg/ph)
Hệ số cosϕ
;
max
4A132S4Y3 7,5 1455 0,86 2
%)%0
2
SV:3)456 - 2 - GVHD:57 859
Trường - 3 -
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :
2< = 2'2=
;
=
85,81
1455
= 17,77
- Phân phối tỷ số truyền:
- Với hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp thì:
• U
ng
=
2)75,07,0(
÷
∑
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2
= 2
()
= 4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài 2
g
= 2
,
= U
∑
/ U
ng
=
4
77,17
= 4,4
%/%&#'(,- !"#$ 123
- Xác định công suất, momen xoắn và số vòng quay trên các trục
Trục BR lớn :
P
II
= P
ct
/n
ol
.n
x
= 7,49 ( kW )
n
II
= n
1
/u
br
= 363,75 (V/ph)
T
II
= 9,55.10
6
= 196644,6 ( N.mm )
Trục BR nhỏ:
P
I
= = 7,79 ( kW )
n
I
= n
dc
= 1455 ( V/ph )
T
I
= 9,55.10
6
.
=
=
= 51130,2 ( N.mm )
Trục động cơ :
Theo sơ đồ hệ thống dẫn động ta có:
P
đc
= P
1
/n
ol
.n
kn
=7,79/0,99.0,99=7,95 ( kW )
n
đc
= 1455 ( V/ph )
T
đc
= 9,55.10
6
P
dc/
n
dc
= 52180,4 ( N.mm )
Trục công tác:
P
ct
=6,83 ( kW )
n
ct =
n
2
/u
x
=363,75/4,4=82,67 ( V/ph )
T
ct
=788998,4 ( N.mm )
3
SV:3)456 - 3 - GVHD:57 859
Trường - 4 -
Dựa vào kết quả tính toán tở trên ta có bảng.
4567891
Thông số trục Động cơ 1 2
Công suất P(kw) 7,95 7,79 7,49
Tỷ số truyền U 4,4 4
Số vòng quay n (vg/ph) 1455 1455 363,75
Mômen xoắn T (N.mm) 52180,4 51130,2 196644,6
)%:878* ;4<
- >?)@.A*()5B,AC#D+5#E5
F#D)5BGE()5B,A5
,
%H.H
IDJK5E
II
%363,75 "
#56+!
II
%1.H/L
IDE+!0E
M)4+!E&NO
P'
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta dùng xích con lăn. Chọn xích con lăn vì
xích con lăn có độ bền cao hơn xích ống.
0'
- Theo bảng 5.4 với u
x
= 4,4 , chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
=29-2. u
x
=29-2.4,4=20,2>Z
min=19
- do đó số răng đĩa lớn :
Z
2
= u
x
. Z
1
= 4,4.23 = 101,2 < Z
max
= 120. => Z
2
=101
- Tính bước xích:
Công suất tính toán của bộ truyền xích:
P
= P.k.k
Q
.k
Trong đó:
+k
Q
: hệ số răng, k
Q
= = =1,087
+k
:hệ số vòng quay, k
= = = 1,105
+k =k
0
.k
E
.k
;
.k
(
.k
;
.k
ở đây:
.k
0
: hệ số kể đến ảnh hưởng của của vị trí bộ truyền(làm với phương nằm ngang 1
góc 50)
4
SV:3)456 - 4 - GVHD:57 859
Trường - 5 -
.k
E
: hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích,
lấy k
E
=1(chọn a=38p)
.k
;
:hệ số kể đến ảnh hưởng của viêc điều chỉnh lực căng xích
lấy k
;
=1 ( Điều chỉnh được bằng con lăn căng xích )
.k
;
:hệ số kể đến tính chất của tải trọng, lấy k
;
=1,2(tải trọng va đập nhẹ)
.kbt :hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, kbt= 1,3 (chọn cách bôi trơn nhỏ giọt trong môi
trường có bụi),
.k
=1,25 (máy làm việc 2 ca)
Trị số của các hệ số trên được tra theo bảng 5.6
⇒
k =1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1.95
Công suất tính toán:
P
=P.k.k
Q
.k
=7,49.1,95.1,105.1,087 = 17,54 (kW)
Theo bảng 5.5 với n
01
=1600 (V/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 19,05
(mm),
Đường kính chốt dc= 5,96 (mm), chiều dài ống B= 17,75 (mm), thỏa mãn điều kiện bền
mỏi
P
t
< [P] = 43,8 (kW) đồng thời theo bảng 5.8, p < p
max
Khoảng cách trục
a = 40p = 40.19,05 =762 (mm)
- Số mắt xích
x =
E
RR
RR
E
4
.)(
2
2
2
2
21
21
π
−+
+
+
=+ + = 145,8
Chọn số mắt xích là số chẵn x=146
- Khoảng cách trục a đựơc xác định lại theo công thức(5.13)
E=
( )
[ ]
−
−+−++−
2
12
2
2121
2).(5,05,025,0
π
RR
RRSRRS
( )
[ ]
−
−+−++−
2
2
23101
2)10123.(5,0146101235,0146.05,19.25,0
π
a=763,472mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a đi một lượng
∆a = 0,003.a = 0,003.763,472 = 2,290(mm)
Vậy khoảng cách trục a: a = a
- Số lần va đập của xích
5
SV:3)456 - 5 - GVHD:57 859
Trường - 6 -
i = = = 15,19 <[i] =35
(Trị số của [i] đươc tra theo bảng 5.9)
T' !"#$#
Hệ số an toàn của bộ truyền xích được xách định theo công thức (5.15)
s =
;
U
++
0
.
≥
[s]
Trong đó:
.Q: Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta được Q=31800 (N)
.k
;
: Hệ số tải trọng động , k
;
=1,2
(tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh nghĩa)
.F
: lực vòng cần truyền của xích
F
t
= ; ( với v = = m/s
F
t
= = 799,28( N);
.F
: Lực căng dây xích do lực ly tâm gây ra
F
=q.v
2
(khối lượng trên một mét xích,tra bảng 5.2)
⇒
F
=1,9.10,56
2
=211,8(N)
.F
0
: Lực căng do trọng lượng của nhánh xích bị động gây ra
F
0
= 9,81.k
V
.q.a
Với .k
V
:Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích
lấy k
V
=6 ( bộ truyền nghiêng một góc<40
0
)
⇒
F
0
= 9,81.6.1,9.761,2= 85,13 (N)
Vậy hệ số an toàn s = = 25,3
Tra bảng 5.10 ta được [s]=16,3 (s>[s]),vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền
H' %
- Các đường kính vòng chia :
d
1
=
)
180
sin(
1
R
= = 139,9 mm
d
2
=
)
180
sin(
2
R
= =612,5 mm
- Các đường kính vòng đỉnh .
6
SV:3)456 - 6 - GVHD:57 859
Trường - 7 -
d
1
E
= p[0,5+cotg(
180
/z
1
)]=19,05[0,5+cotg(180/23)]=144,208(mm)
d
2
E
= p[0,5+cotg(
180
π
/z
2
)]=19,05[0,5+cotg(180/101)]=621,759(mm)
- Các đường kính vòng đáy.
d
1
V
=d
1
-2.r = 139,9 – 2.6,03 = 127,93(mm)
d
2
V
=d
2
-2.r = 612,5 – 2.6,03 =600,44(mm)
với r = 0,5025d
1
+0,05 = 0,5025.22,23+0,05 = 11,22 (mm) ( d
l
tra bảng 5.2 )
W' !"#$#&'(%
- Theo công thức (5.18[1]) ta có:
σ
=0,47.
)./() (
;;;)
XYZ +
≤
[σ
]
Với [σ
H
] : Ứng xuất tiếp xúc cho phép
.k
)
:hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z
lấy k
)
=0,48(với z=23)
.K
;
:hệ số tải trọng động, K
;
=1,3(theo bảng5.6[1])
.k
;
:hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy
k
;
=1,2 với xích một dãy
.E: môdun đàn hồi(MPa),lấy E=2,1.10
5
với những vật liệu băng thép
.F
:lực vòng cần truyền, F
= 2887 (N)
.A:diện tích hình chiếu măt tựa bản lề, theo bảng 5.12
ta có A =106(mm
2
)
.F
;
:lực va đập trên m dãy xích(N)
được xách định theo công thức (5.19)
F
;
=13.10
7
−
n
1
p
3
m
với m = 1
→
F
;
=13.10
7
−
.1447.19,05
3
.1= 13,00 (N)
=> σ
H1
= < 500 (MPa)
Như vậy theo bảng 5.11 dùng thép 45 tôi ram đạt độ rắn HB=170 sẽ đạt được ứng suất
cho tiếp xúc phép [σ
]=500(MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
-Với đĩa 2 do
Ta chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện của đĩa bị dẫn giống như là đĩa dẫn.
7
SV:3)456 - 7 - GVHD:57 859
Trường - 8 -
[' )*+,-,
Theo công thức 5.20 ta có:
F
)
=k
,
.F
=1,15.2887=3320,05(N)
Với k
,
=1,15 vì bộ truyền đặt nghiêng một góc < 25
0
.
Bảng các thông số
Công suất cho phép ( kW) [P]=8,2
Bước xích p P =19,05 mm
Số dãy xích m m = 1
Số mắt xích x x = 146
Khoảng cách trục a a= 761,2mm
/%:878*#=
/%>91
Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:
− 4#=?
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285
Chọn độ cứng \
P
= 245
Giới hạn bền
850
1
=
(
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
580
1
=
σ
(MPa)
− 4#=9@
Thép 45 thường hóa có độ rắn HB192 …240
Chọn độ cứng HB
2
= 230
Giới hạn bền
750
2
=
(
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
450
2
=
σ
(MPa)
/%)A'B( C
− D(8E C :
[ ]
]
I
Z
.
0
lim
σσ
=
+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở :
70.2
0
lim
+= \
σ
Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:I
P
%1,1
.
I
P
%P.1W
8
SV:3)456 - 8 - GVHD:57 859
Trường - 9 -
⇒
57070250.2
0
1lim
=+=
σ
(MPa)
⇒
53070230.2
0
2lim
=+=
σ
(MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
Z
]
=
!
Y
^
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc
!
= 6
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
4,2
.30 \
^
=
⇒
74,2
1
10.71,1250.30 ==
^
⇒
10.40,1230.30
4,2
2
==
^
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Y
60
3
max
∑
=
Với
,,,
lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ
làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
∑
∑∑
=
Y
5
60
3
max1
1
2
⇒
633
2
10.23,511000.
8
5.4
.66,0
8
6,2
.5,1.
4
117
.1.60 =
+=
Y
Vì
⇒>
22 ^Y
22 ^Y
=
.Tương tự thì do đó
⇒>
11 ^Y
11 ^Y
=
Nên suy ra Z
]
= 1
Như vậy sơ bộ xác định được :
[ ]
E
82,481
1,1
1
.530
1
==
σ
[ ]
E
91,390
1,1
1
.430
2
==
σ
[ ]
[ ] [ ]
[ ]
min
21
25,1365,436
2
91,39082,481
2
E
σ
σσ
σ
<=
+
=
+
=
( bánh răng trụ ) => thỏa
mãn điều kiện.
9
SV:3)456 - 9 - GVHD:57 859
Trường - 10 -
− D( C:
[ ]
]
I
ZZ
.
.
0
lim
σσ
=
Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:
;
I
= 1,75
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở :
\
.8,1
0
lim
=
σ
[ ]
E414230.8,1
1
0
Flim
==⇒
σ
[ ]
E324180.8,1
2
0
Flim
==⇒
σ
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:Z
%P(vì tải đặt một phía)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
Z
]
=
!
Y
^
.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn
!
= 6
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
10.4=
^
o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
!
Y
60
max
∑
=
Với
,,,
lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ
làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
766
6
max1
1
2
10.2,711000.
8
5,4
.66,0
8
6,2
.5,1
4
117
.1.60 60 =
+=
=⇒
∑
Y
5
Vì
6
2
7
2
10.410.2,7 =>=
^Y
do đó Z
]0
%P.Tương tự thì Z
]P
%P
Như vậy sơ bộ xác định được :
[ ]
E
57,236
75,1
1.1
.414
1
==
σ
[ ]
E
14,185
75,1
1.1
.324
2
==
σ
− D(,#5C:
[ ]
[ ]
[ ]
E
E
E
272340.8,08,0max
360450.8,08,0max
952340.8,28,2max
22
11
2
===
===
===
σσ
σσ
σσ
10
SV:3)456 - 10 - GVHD:57 859
Trường - 11 -
/%/&#'*5 *
/%/%&#'*7 5#$
[ ]
3
2
1
.
).1.(
(;
E
5
Z
5ZE
ψσ
β
±=
Trong đó :
Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:
Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK:
3/1
49,5MPa=
E
Z
Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :
P
= 150682,3 '!!
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
E
365,436=
σ
Hệ số xác định theo công thức :
)1(.53,0 ±= 5
(E(;
ψψ
Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn
795,0)14(3,0.53,03,0 =+=⇒=
(;(E
ψψ
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:Z
_
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy :Z
_
= 1,02975
!!E
20,157
795,0.4.365,436
02975,1.3,150682
).14.(5,49
3
2
=+=
/%/%)&#'=7@
&#'
!!E!
144,3572,120,157)02,001,0()02,001,0( ÷=÷=÷=
Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: ! = 3 !!
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn _ = 12
0
+ Xác định số bánh răng nhỏ:
[ ]
49,20
)14.(3
978,0.20,157.2
)1.(
12cos 2
1
=
+
=
+
=
5!
E
Q
.Lấy Q
P
= 21
+ Xác định số răng bánh lớn: z
2
= u.z
1
= 4.21 = 84
+ Tổng số răng : Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 21+ 84 =105
+ Tính lại khoảng cách trục
!!
!Q
E
158
2
105.3
2
===
+ Tính lại góc
β
: cos
β
= mz
t
/ (2a
w
)
=>
β
= 4
0
11
SV:3)456 - 11 - GVHD:57 859
Trường - 12 -
Do đó tỷ số truyền thực tế 2
%2
%4
)FG1=*8E
+ D(8E"*H=91
2
1
1
)1.( 2
;5(
5Z
QQQ
+
=
ε
σ
.Trong đó:
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,R
%274
3/1
MPa
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
(
E
Q
2sin
cos2
β
=
.Với
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở _
(
:
07.04.20cos.cos ===
(
βαβ
Với
20)4cos/20()cos/( ==== E)E)
βααα
Trong đó: góc prôfin gốc
α
= 20; góc prôfin răng
α
; góc ăn khớp
α
⇒
76,1
20.2sin
07,0cos2
==
Q
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
ε
Q
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :
4,0
14,3.3
4sin.4,47
.
sin.
===
π
β
ε
β
!
(
.Với chiều rộng vành răng
!!E(
(E
4,47157.3,0. ===
ψ
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:
68,14cos)
84
1
21
1
(2,388,1cos.)
11
(2,388,1
21
=
+−=
+−=
βε
α
⇒
21,0664.4
3
)1).(4(
==+
−−
=
εβ
εα
εβε
α
ε
Q
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
!!
5
E
;
2,63
)14(
158.2
)1(
2
1
=
+
=
+
=
12
SV:3)456 - 12 - GVHD:57 859
Trường - 13 -
Vận tốc vòng
⇒=== #!
;
/4,0
60000
117.2,63.14,3
60000
11
π
Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK
dùng cấp chính xác 9.
Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc:
ZZZZ
αβ
=
.Với
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc:Z
_
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do
795,0=
(E
ψ
,bằng phương pháp nội suy:Z
_
=
1,02975
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính
về tiếp xúc:
theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và
13,15,2 =⇒<
α
Z
• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:
αβ
Z
;(
Z
K.2
1
H1
1
+=
Với
73,0
4
158
.4,0.73.004,0
0
===
5
E
δ
-Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp
δ
theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK
-Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2
0
theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
⇒
006,1
13,1.,029751.3,150682.2
4,47.2,63.73,0
1 =+=
Z
→
17,1006,1.13,1.02975,1 ==
Z
Vậy
E
;5(
5Z
QQQ
15,129
2,63.4.4,47
)14.(17,1.3,150682.2
.18,0.7,1.274
)1.( 2
22
1
1
=
+
=
+
=
ε
σ
+ &#'<#B(8E C
[ ] [ ]
,`
ZRR
σσ
=
với v = 0,4m/s <5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng
77,04,0.85,0.85,0
1.01.0
=== R
Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc
`
R
13
SV:3)456 - 13 - GVHD:57 859
Trường - 14 -
với cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công
đạt độ nhắm
95,040 10 =⇒=
`Q
R!`
µ
Với
1700 =⇒<
,E
Z!!;
[ ]
E
2,3191.95,0.77,0.365,436 ==
σ
Do
[ ]
E
2,31915,129 =<=
σσ
4% nên giữ nguyên kết quả tính toán .Như vây. Bánh răng thỏa
mãn điều kiện tiếp xúc
Tính lại chiều rộng vành răng :
[ ]
!!E(
(E
8,7
2,319
15,129
.158.3,0.
2
2
=
=
=
σ
σ
ψ
/FG1=*
+ D(-I==7@
[ ]
[ ]
2
1
21
2
1
1
11
1
.
.
2
a
a
!;(
aaaZ
σ
σ
σ
σσ
βε
≤=
≤=
.Trong đó:
Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :
P
= 150682,3 '!!
Môđun pháp :! = 3 !!
Chiều rộng vành răng :
!!(
8,7=
Đường kính vòng lăn bánh chủ động:
!!;
2,63
1
=
Hệ số tải trọng kinh tính về uốn:
ZZZZ
αβ
=
.Với
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:Z
_
Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do
795,0=
(E
ψ
bằng phương pháp nội suy:Z
_
= 1,0695
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính
về uốn:
theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và
37,15,2 =⇒<
α
Z
• Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :
60,0
68,1
11
===
E
a
ε
ε
Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng
68,1=
E
ε
14
SV:3)456 - 14 - GVHD:57 859
Trường - 15 -
• Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng nghiêng _%H
-
⇒
a
_
%Pb
β
-
"PH-% /1
• Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2:
2,1
aa
o theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với
⇒= 21
1
R
hệ số dịch chỉnh
0
21
== ,,
o số răng tương đương :
84
99.0
84
cos
21
99.0
21
cos
3
2
2
3
1
1
===
===
β
β
R
R
R
R
Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có:
608,3;04,4
21
==
aa
• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
αβ
Z
;(
Z
K.2
1
F1
1
+=
o Với
936,2
4
158
.4,0.73.016,0
0
===
5
E
δ
o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp
δ
theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK
Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2
0
theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK
⇒
003,1
37,1.,06951.3,150862.2
2,63.8,7.936,2
1 =+=
Z
→
474,1003,1.37,1.0695,1 ==
Z
Vậy
[ ]
[ ]
EE
a
a
EE
!;(
aaaZ
14,18506,63
04,4
608,3.62,70
.
57,23662,70
3.2,63.8,7
04,4.97,0.60,0.474,1.3,150682.2
.
2
2
1
21
2
1
1
11
1
=<===
=<===
σ
σ
σ
σσ
βε
+ &#'<#B( C
[ ] [ ]
,I`
Zaa
σσ
=
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
15
SV:3)456 - 15 - GVHD:57 859
Trường - 16 -
Với môđun
( ) ( )
003,13ln0695,008,1ln0695,008,13 =−=−=⇒= !a!!!
I
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm
1
=
`
a
(bánh răng phay)
Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn:
1=
,
Z
(;
E
cH )
[ ]
[ ]
E
E
44,1811.1.98,0.14,185
84,2311.1.98,0.57,236
1
1
==⇒
==⇒
σ
σ
Vậy
[ ]
[ ]
EE
EE
44,18106,63
84,23162,70
22
11
=<=
=<=
σσ
σσ
JFG1=,#5
+ Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải không vượt quá 1 giá trị cho phép:
[ ]
[ ]
max
max
max
max
.
.
K
K
Z
Z
σσσ
σσσ
≤=
≤=
Trong đó:
Ứng suất tiếp xúc cực đại :
max
σ
Ứng suất tiếp uốn cực đại :
max
σ
Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép :
[ ]
E
952
max
=
σ
Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep :
[ ]
max
σ
Hệ số quá tải
2
max
==
Z
K
[ ]
[ ]
[ ]
EE
EE
EE
27218,892.06,63
36087,992.62,70
95264,1822.15,129
max
2max2
max
1max1
max
max1
=≤==
=≤==
=≤==
σσ
σσ
σσ
K#L*5 *
+ Đường kính vòng chia :
16
SV:3)456 - 16 - GVHD:57 859
Trường - 17 -
!!
R!
;
!!
R!
;
255
99,0
84.3
cos
.
64
99,0
21.3
cos
.
2
2
1
1
===
===
β
β
+ Đường kính đỉnh răng :
( )
( )
,;;
,;;
E
E
∆+++=
∆+++=
222
111
1.2
1.2
Hệ số dịch chỉnh tâm :
( ) ( )
⇒=+−=+−= 1.08421.5,0
3
158
.5,0
21
!
E
Hệ số :
01,01.01,0
1000
=∆⇒=⇒==
Q
,
⇒
( )
( )
!!;
!!;
E
E
25701,01,01.2255
6601,01,01.264
2
1
=+++=
=+++=
+ Đường kính đáy răng :
( ) ( )
( ) ( )
!!!,;;
!!!,;;
V
V
24831,0.25,2255.25,2
5731,0.25,264.25,2
222
111
=−−=−−=
=−−=−−=
+ Đường kính lăn :
( ) ( )
!!5;;
!!
5
E
;
2524.63.
63
14
158.2
1
.2
12
1
===
=
+
=
+
=
45678#7<@**#=
Thông số Giá trị
Khoảng cách trục
!!E
158=
Mônđun pháp ! = 3!!
Chiều rộng vành răng
!!(
8,7=
Tỷ số truyền 2
%2
()
= 4
Góc nghiêng của răng
°=
4
β
Số bánh răng
84 Z; 21 Z
21
==
Hệ số dịch chỉnh
0
21
== ,,
,1
Đường kính vòng chia
!!;!!; 255;64
21
==
17
SV:3)456 - 17 - GVHD:57 859
Trường - 18 -
Đường kính đỉnh răng
!!;!!;
EE
257;66
21
==
Đường kính đáy răng
!!;!!;
VV
248;57
21
==
Đường kính lăn
!!;!!;
252;63
21
==
J%:878$
J%%>918I $
Chọn vật liệu chế tạo trục lag thép 45 thường hóa có:
− Độ cứng :
200=\
− Giới hạn bền :
E
(
850=
σ
− Giới hạn chảy:
E
340=
σ
− Ứng suất xoắn cho phép:
[ ]
E3015 ÷=
τ
.Chọn
[ ]
E20=
τ
J%)%:< #878$
J%)%%&#'5#2$9"$
%MN#2$O#**#=
− Từ bộ truyền bánh răng trụ:
212
2
1
1
2
1
1
1
cos
2
EE
)
)
;
==
==
==
β
β
α
− Trong đó:
−
βα
,,,
11
;
lần lượt là mômen xoắn trên trục 1 !!,
đường kính vòng lăn bánh 1 !!,góc ăn khớp ,góc nghiêng của răng
−
21
,
:Lực vòng tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn
( )
!!
−
21
,
))
:Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn
( )
!!
−
21
,
EE
:Lực dọc trục tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn
( )
!!
18
SV:3)456 - 18 - GVHD:57 859
Trường - 19 -
⇒
( )
( )
211
2
1
1
2
1
1
1
5,3344.5,4783
3,1745
4cos
20.5,4783
cos
5,4783
63
3,150682.22
EE
)
)
;
====
====
====
β
β
α
)%MN#2$O*-7@
− Từ bộ truyền đai:
=
=
2
21,160
sin.5,337.2
2
sin 2
1
0
α
)
= 664,96 (N)
Vì đường nối tâm tạo với bộ truyền ngoài 1 góc
°=
75
α
nên phân
)
thành 2 thành phần:
),
)
3,64275sin.96,664sin.
1,17275cos.96,664cos.
1212
1212
===
===
α
α
− Từ khớp nối:
( )
:
)
28,20887
39,137
1434852,22.2
2
82,52213,02,0
2
===
=÷=
trong đó:
o
: Lực vòng trên khớp nối
o
0
: Mômen xoắn trên trục 2 '!!
o
:
: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt !!
J%)%)%:<*P7<$
− Đường kính trục xác định bằng mômen xoắn ;
[ ]
!!
;
3
2,0
τ
≥
Trong đó:
là mômen xoắn trên trục thứ
[ ]
τ
là ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu trục thép 45 E
[ ]
E3015 ÷=
τ
− Đường kính trục động cơ :
[ ]
!!
;
&
&
29,26
20.2,0
04,72692
2,0
33
0
==≥
τ
− Đường kính trục vào của hộp giảm tốc
[ ]
!!
; 92,49
15.2,0
62,373184
2,0
33
1
1
==≥
τ
− Đường kính trục ra của hộp giảm tốc
19
SV:3)456 - 19 - GVHD:57 859
Trường - 20 -
[ ]
!!
; 07,62
30.2,0
22,1434852
2,0
3
3
2
2
==≥
τ
− Do đó đường kính sơ bộ các trục là :
!!;
&
26=
;
!!; 50
1
=
;
!!; 65
2
=
J%)%/%&#'7 5#Q-#R"H9N
− Chiều rộng ổ lăn: Theo bảng 10.2_TTTKHTDĐCK ta chọn
;33;27
0201
!!(!!( ==
− Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ :
( )
!!;+
!
756050.5,12,1).5,12,1(
11
÷=÷=÷=
Chọn
!!+!!+
!!
75;60
1211
==
− Chiều dài may ơ nửa khớp nối :
( )
!!;+
!
5,1572,8863.5,24,1).5,24,1(
22
÷=÷=÷=
Chọn
;155;88
2423
!!+!!+
!!
==
( )
131121013131212
2;5,0; ++(++++
!
=+++=−=
− Theo bảng 10.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:
Tên gọi Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
10
1
=
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
8
2
=
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
10
3
=
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông
18=
− Khoảng cách giũa các điểm đặt lực:
./01234561/57815/295!95:;
I. :STU:FU:VW
1. <$4
20
SV:3)456 - 20 - GVHD:57 859
Trường - 21 -
- Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động
quay giữa các bánh răng ăn khớp. Đồng thời, trục còn tiếp tục nhận đồng thời cả
momen uốn và momen xoắn.
- Do những yêu cầu đặc tiểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao.
Trục còn phải đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động.
- Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên, yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chế
tạo hợp lý, giá thành rẻ, dễ gia công. Từ đó ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45
có giới hạn bền: σ
b
= 600 [Mpa], ứng xuất cho phép τ = 15 0 Mpa ( Theo bảng
6.1)
2. =>?@,4
d
k
=
3
].[2,0
τ
Với T
1
= 542910 N.mm ; T
2
= 2460547 N.mm
d
1
= = 51,3 mm , chọn d
1
= 50mm
d
2
= = 85,04mm , chọn d
2
= 85 mm
Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục do đó không quan tâm tới đường kính
trục động cơ điện.
3. @ABC"#D*4
- Chiều rộng của ổ lăn b
0
Tra bảng 10.2 ta có:
d
1
= 50 mm => chọn b
01
= 27 mm
d
2
= 85 mm => chọn b
02
= 41 mm
- Chiều dài may ơ đĩa xích
l
mx
= l
12
= ( 1,2 1,5 ).d
1
=60 75 mm
Chọn l
mx
=75 mm
21
SV:3)456 - 21 - GVHD:57 859
Trường - 22 -
- Chiều dài mayơ khớp nối, nối trục đàn hồi.
l
mk
= ( 1,4 2,5 ).d
2
= 119 212,5 mm
Chọn l
mk
= 185 mm
- Chiều dài may ơ bánh răng côn trên trục I
l
m13
= ( 1,2 1,4 ).d
1
= 60 70 mm
Chọn l
m13
= 70 mm
- Chiều dài may ơ bánh răng côn trên trục II
l
m23
= ( 1,2 1,4 ).d
2
= 102 119 mm
Chọn l
m23
= 110 mm
Tra bảng 10.3 ta chọn trị số khoảng cách :
Tên gọi Trị số
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đên thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay.
k
1
= 15
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của
hộp( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong
hộp giảm tốc).
k
2
= 15
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ. k
3
= 15
Chiều cap nắp ổ và đầu bulong h
n
= 20
- Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục I
l
11
= ( 2,5 3 ).d
1
= 212,5 255 mm
Chọn l
11
= 230 mm.
- Khoảng cách công xôn trên trục I
l
c12
= 0,5. (l
m12
+ b
o1
) + k
3
+ h
n
= 0,5. ( 75 + 27) + 15 + 20 = 86 mm
- Khoảng cách từ bánh đai tới gỗi đỡ trên trục I
+
P0
%b+
P0
%bd[!!
- Khoảng cách từ bánh răng tới gối đỡ trên trục I
l
13
= l
11
+ k
1
+ k
2
+ l
m13
+ 0,5 ( b
01
.b
13
.cos s
1
) = 200 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục II
22
SV:3)456 - 22 - GVHD:57 859
Trường - 23 -
l
c22
= 0,5. (l
mk
+ b
o2
) + k
3
+ h
n
= 0,5. ( 160 + 41) + 15 + 20 = 136 mm
- Khoảng cách từ khớp nối tới gỗi đỡ trên trục II
l
22
= - l
c22
= - 136 mm
- Khoảng cách từ bánh răng tới gối đỡ trên trục II
l
23
= 0,5. (l
m23
+ b
o2
) + k
1
+ h
2
= 0,5. ( 110 + 41) + 15+ 20=110,5 mm
- Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục II
+
0P
%0+
0T
%00P!!
H'*+,-,
b]e>()8;f+@)f.K5gCBB5;65ghiGE
+e&DC)f='
b)
PT
%[W!!.j)A&k+eGE()8;gh'
b\)8)@)f=+()8G&%l(
PT
%P
bgC)8M)@)f=%l)
PT
%P
b)fK5EmB5!&n>!o(@MK
P
%bP
bZ&p
F
X13
= r
3
/
|
r
3|
. cq
1
. cb
3
. F
t3
= -11151N
F
Y13
= - r
13.
Ft
13
/
|
r
3|
.cosβ
m
(
tgα
n
.cosδ
13
+ cq
1
.hr
13
.cb
13
.sinβ
m.
|sinδ
13
|) = -3980N
F
Z13
= Ft
13
/cosβ
m
.(tgα
n
.sinδ
13
- sinδ
13
/| sinδ
13
|.cq
1
.hr
13
.cb
13
.sinβ
m
.cosδ
13
= 795N
E >?@+,
5-24
bS&jM+eqD&r
23
SV:3)456 - 23 - GVHD:57 859
Trường - 24 -
s*)fEp
t!
X
%-
P0
'+
P0
u
\
'+
PP
v
EP
';
!P
"0v
EP
'+
PT
%-
F
By
= (F
r1
.l
11
+ F
y12
.l
12
+ F
a1
.d
m1
/2)/l
11
= 6719N
t!
\
%-
P0
'+
PP
v+
P0
v
X
'+
PP
v
EP
';
!P
"0v
)P
+
PT
b+
PP
%-
[F
r1
(l
13
-l
11
) - F
y12
.(l
11
+l
12
) – F
a1
.d
m1
/2]/l
11
= -4299N
s*)f,Ept!
X
%
F
+
PP
u
P
'+
PT
%-
%l
\,
%
P
'+
PT
"+
PP
%PPPWP'01-"P/-%PWdH[
t!
\
%
X,
'+
PP
v
P
'+
PT
b+
PP
%-
GH
X,
%b
P
+
PT
b+
PP
"+
PP
%bH[/W
bS&j!*!s5Dq;5w!A&gxA)f
Ep
X
%
P0
%
PT
%-
\
%
P
+
PT
b+
PP
%d/0-d-!!
,P0
%
,X
%
P0
'+
P0
%PWW/.d'/[%PH/1HP!!
,\
%
)P
'+
PT
b+
PP
v
EP
';
!P
"0%T1-[T/!!
,PT
%
EP
';
!P
%W00T/!!.
,PT
%-
- Xác định đường kính trục I: (với M
Z
=732725Nmm)
q;iEy+8*
;X
%%[WP/d1!!
%l;
PX
[ ]
3
1
.1,0
σ
X&
%%W T!!'4;
PX
%[W!!
Cz{|bi#56*}.s*(MP-'W#5Epz{|%WP.0E
24
SV:3)456 - 24 - GVHD:57 859
Trường - 25 -
q;iEy+8)*
;\
%%PPWW1d1!!
%l;
P\
[ ]
3
.1,0
σ
&&
%%[ /!!'4;
P\
%[W!!
q;iE()8
;PT
%%%[T[W-1!!
%l;
PT
[ ]
3
13
.1,0
σ
&
%%H/./!!'4;
PT
%[-!!
q;iE&~E,A
;P0
%%[WP/d1!!
%l;
P0
[ ]
3
12
.1,0
σ
&
%%W T!!'4;
P0
%WW!!
- Thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi
Tra bảng 9.1 chọn tiết diện then tại:
Tiết diện 2 : b.h = 16.10 ; t
1
= 6 mm
Tiết diện 3 : b.h = 18.11 ; t
1
= 7 mm
25
SV:3)456 - 25 - GVHD:57 859
