Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD Chi tiết máy đóng trục

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

Mục lục
PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ................ 4
1.1.

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN ............................................................. 4

1.1.1. Chọn kiểu, loại động cơ ............................................................... 4
1.1.2. Chọn công suất động cơ ............................................................... 5
1.1.3. Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ ........................... 7
1.1.4. Chọn động cơ thực tế ................................................................... 7
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ................ 8
1.2.

Phân phối tỉ số truyền ................................................................... 8

1.2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc ..................... 9
1.2.2. Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp ........................................... 9
1.3.

Tính toán các thông số trên trục ................................................. 10

1.3.1. Tính công suất trên trục ............................................................. 10
1.3.2. Tính số vòng quay của các trục.................................................. 10
1.3.3. Tính mô men xoắn trục ............................................................... 10
1.3.4. Lập bảng kết quả ........................................................................ 11
PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG .................................. 13
2.1.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM............ 13

2.1.1. Chọn vật liệu .............................................................................. 13
2.1.2. Ứng suất cho phép ...................................................................... 14
2.1.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng............ 17
2.1.3.1. Khoảng cách trục ................................................................. 17

Trang 0


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
2.1.3.2. Xác định các thông số ăn khớp ............................................ 18
2.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ........................................ 20
2.1.5. Kiểm nghiệm răng độ bền uốn ................................................... 23
2.1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải ..................................................... 25
2.1.7. Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm .................. 26
2.2.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH ......... 28

2.2.1 . Chọn vật liệu ................................................................................ 28
2.2.2. Ứng suất cho phép ...................................................................... 28
2.2.3. Xác định các thông số ăn khớp .................................................. 32
2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ........................................ 34
2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .............................................. 36
2.2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải ..................................................... 38
2.2.7. Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh .................. 39
2.3.

KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN .................................................. 41

2.2.2. ĐIỀU KIỆN CHẠM TRỤC ....................................................... 41
2.2.3. KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN ........................................ 41
2.2.3.1. Cặp bánh răng cấp chậm ..................................................... 41
2.3.2.3. Mức dầu chung..................................................................... 42
PHẦN 3 THIẾT KẾ TRỤC ...................................................................... 45
3.1.

CHỌN VẬT LIỆU ..................................................................... 46

3.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục......................................................... 46
3.2.2. Tính sơ bộ trục ........................................................................... 47

Trang 1


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ............ 48
3.3.

Tính khoảng cách trên các trục .................................................. 49

3.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục .......................... 51
3.4.1. Xác định đường kính và chiều dài trục I .................................... 51
3.4.2. Xác định đường kính và chiều dài trục II................................... 56
3.4.3. Xác định đường kính và chiều dài trục III ................................. 60
3.3.

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ............................................... 65

3.3.1. Xét đối với trục I ........................................................................ 67

3.3.2. Xét trục II ................................................................................... 68
3.3.3. Xét trục III .................................................................................. 70
3.4.

TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO ĐỘ BỀN TĨNH ............ 71

3.4.1. Tính kiểm nghiệm cho trục I ...................................................... 72
3.4.2. Tính kiểm nghiệm cho trục II ..................................................... 72
3.4.3. Tính kiểm nghiệm cho trục III ................................................... 73
Phần 4

CHỌN Ổ LĂN........................................................................... 75

4.1.

Trục I .......................................................................................... 75

4.1.1. Chọn loại ổ ................................................................................. 75
4.1.2. Kiểm nghiện ổ theo tải trọng động ............................................. 75
4.1.3. Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh ........................................................ 78
4.2.

Trục II ......................................................................................... 79

4.2.1. Chọn ổ ........................................................................................ 79
4.2.2. Kiểm nghiệm tải trọng động....................................................... 80

Trang 2

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
4.2.3. Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh ........................................................ 83
4.3.

Trục III ....................................................................................... 83

4.3.1. Chọn loại ổ ................................................................................. 83
4.3.2. Kiểm nghiệm tải trọng động....................................................... 84
4.3.3. Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh ........................................................ 87
Phần 5 TÍNH MỐI GHÉP THEN ............................................................. 89
PHẦN 6 CHỌN KHỚP NỐI..................................................................... 93
6.1.

Chọn khớp nối trục động cơ với trục I ....................................... 93

6.2.

Chọn khớp nối trục III với trục đỡ bánh đai. ............................. 95

PHẦN 7 CÁC CHI TIẾT PHỤ .................................................................. 98
7.1. Tính toán thiết kế vỏ hộp ................................................................... 98
7.2.

Chọn các chi tiết phụ ................................................................ 100

7.2.1. Cửa thăm .................................................................................. 100
7.2.2. Nút thông hơi............................................................................ 101
7.2.3. Nút tháo dầu ............................................................................. 102
7.2.4. Kiểm tra mức dầu ..................................................................... 102
7.2.5. Bulông vòng ............................................................................. 103

7.2.6. Chốt định vị .............................................................................. 103
7.2.7. Chọn mỡ dầu bôi trơn cho ổ lăn ............................................... 103

Trang 3


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ
KHÍ

1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
1.1.1.Chọn kiểu, loại động cơ
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hay các thiết bị công nghệ
là giai đoạn đầu tiên của quá trình thiết kế. Việc chọn động cơ có ảnh
hưởng lớn đến việc lựa chọn, thiết kế hộp giảm tốc, các điều kiện sản xuất,
điều kiện về kinh tế… Do đó việc chọn đúng loại động cơ rất quan trọng.
Động cơ điện: gồm có loại động cơ 1 chiều và loại động cơ xoay
chiều.
+ Động cơ điện một chiều: là loại động cơ có ưu điểm là có thể thay
đổi trị số của mô men và vận tốc góc ở phạm vi rộng, khởi động êm, hãm
và xoay chiều dễ dàng. Tuy nhiên loại này khó kiếm, giá thành cao, phải
tăng thêm vốn đầu tư để dặt các thiết bị chỉnh lưu.
+ Động cơ điện xoay chiều: có loại động cơ xoay chiều một pha và
loại động cơ điện xoay chiều ba pha.
Động cơ điện xoay chiều một pha thì có công suất nhỏ, chỉ sử dụng
trong sinh hoạt. Trong công nghiệp thường dùng loại động cơ ba pha đồng
bộ và không đồng bộ.
So với loại động cơ ba pha không đồng bộ thì động cơ ba pha đồng
bộ có vận tốc góc không đổi, thiết bị tương đối phức tạp, gia thành cao vì
cần thiết bị khởi động. Thường chì sử dụng cho các trường hợp công suất

lớn, ít phài mở máy và dừng máy.

Trang 4


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Động cơ ba pha không đồng bộ gồm có hai kiểu: kiểu roto dây cuốn
và kiểu roto lồng sóc.
Loại động cơ không đồng bộ kiểu dây cuốn cho phép điều chỉnh tốc
độ trong phạm vi nhỏ, có dòng điện mở máy thấp nhưng cos thấp, giá
thành cao, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng trong một phạm vi hẹp.
Loại động cơ không đồng bộ kiểu lồng sóc có kết cấu đơn giản, giá
thành hạ, dễ bảo dưỡng, có thể trực tiếp đầu với lưới điện ba pha mà không
cần biến đổi dòng. Nhưng hiệu suất và hệ số cos thấp hơn so với loại
động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc.
Nhờ có những ưu điểm trên đáp ứng được các yêu cầu cơ bản về
chọn loại động cơ. Do đó, ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ
kiểu dây quấn.

1.1.2.Chọn công suất động cơ
Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để
đảm bảo điều kiện đó nó phải thỏa mãn yêu cầu sau:
dc
Pdm
 Pdtdc

(kw)

Trong đó:

Pdmdc

- Công suất định mức trên trục của động cơ.

Pdtdc

– Công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Với tải trọng không đổi thì công suất đẳng trị trên trục động cơ được xác
định:
Pdtdc  Plvdc

Trang 5


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
P 
dc
lv

Với :

Plvct



(kw)

Trong đó:

Plvdc - Giá trị công suất làm việc động cơ
Plvct - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

  - Hiệu suất chung toàn bộ truyền.
Ta có:
Plvct 

Ft .v 6200.2,1

 13,02(kw)
103
103

  o .br .kn

- Hiệu suất của bộ truyền:
Với :  o - là hiệu suất của ổ

br - hiều suất của bánh răng

kn - hiệu suất của khớp nối
Chọn giá trị hiệu suất theo bảng ta có

o

br

kn

0,99

0,97

1

Vậy ta có:

  0,994.0,97 2.1  0,904
Công suất làm việc của động cơ:
P 
dc
lv

Plvct





13,02
 14,405(kw)
0,904

Trang 6


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
1.1.3.Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay của trục động công tác:

Ta có với hệ băng tải:
nct 

60.103.v
D.

D : Đường kính tang băng tải.
v : vận tốc vòng quay của băng tải (m/s).
Ta có:

nct 

60.103.v 60.103.2,1

 80,214 (v/ph)
D.
500.

Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ.
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ ndb  1500 (v/ph) (kể đến hiệu suất
trượt thì ndb  1450 v/p)
Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống : usb 

ndb
1450

 18,7
nct 80,214

Tra bảng 1.2 ta thấy u sb nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (8…40)

đối với truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp.

1.1.4.Chọn động cơ thực tế
Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính toán được tra bảng P1.1[1] ta chọn
động cơ K180M4. Với bảng thông số kỹ thuật của động cơ đã chọn là.
Tên động cơ

Công

Vận tốc

suất Pdtdc

quay

(KW)

(V/ph)

Cos

 (%)

IK
I dn

Tk
Tdn

Trang 7

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
K180M4

15

1450

0,88

87,5

5,5

1,6

1.1.5.Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng
được sức ỳ của hệ thống. Do đó phải tiến hành kiểm tra điều kiện mở máy
của động cơ.
dc
Điều kiện mở máy: Pmm
 Pbddc
dc
Trong đó: Pmm
là công suất mở máy của động cơ (kw)

dc

Pmm


Tk dc
.Pdm  1,6.15  24(kw)
Tdn

Pbddc : là công suất ban đầu của động cơ (kw)
Pbddc  kbd .Plvdc  1,5.14,405  21,608(kw)
dc
 điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn.
Ta thấy Pbddc  Pmm

b. Kiểm tra điều kiện qua tải cho động cơ
Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá
tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn
hơn được công suất cho phép.

1.2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:
u 

ndc
nct

Trang 8


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Trong đó: ndc: số vòng quay của động cơ đã chọn. (v/ph)

ndc= 1450 (v/ph)
nct :số vòng quay của trục động công tác (v/ph).
u 

Ta có:
Mà:

1450
 18,077
80,214

u  uh .ung

Với uh; tỉ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc
ung: tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc. ung=1

1.2.1.Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Ta có: tỉ số truyền ngoài hộp ung = 1
1.2.2.Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp
Ta có

u  uh .ung => uh 

u
 u  18,077
ung

Đối với HGT bố trí đồng trục như trên ta có thể tính tỉ số truyền bộ
truyền cấp nhanh u1 theo công thức sau:
u1  1,3494.

uh0,6677
  ba 2 


  ba1 

Vậy ta có

0,6023

 1,3494.

u2 

18,0770,6677
 0,4 
 0,3 



0,6023

 7,839

uh 18,077

 2,306
u1 7,839

Trang 9


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
1.3. Tính toán các thông số trên trục
1.3.1.Tính công suất trên trục
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức sau.
Pdc  Plvdc 

Plvct



 14,405(kw)

Công suất danh nghĩa trên các trục I,II và III xác định theo công thức
sau.
PI  P dc .kn .o  14,405.1.0,99  14,261(kw)
P II  P I .br .o  14,261.0,97.0,99  13,695(kw)
P III  P II .br .o  13,695.0,97.0,99  13,152(kw)

Công suất trên trục công tác.
Pct  P III .kn .o  13,152.1.0,99  13,02(kw)

1.3.2. Tính số vòng quay của các trục
ndc
 ndc  1450(v / ph)
ukn

Tốc độ quay của trục I.

nI 

Tốc độ quay của trục II:

nII 

nI 1450

 184,97 (v/ph)
u1 7,839

Tốc độ quay của trục III:

nIII 

nII 184,97

 80,214 (v/ph)
u2
2,306

Tốc độ quay của trục công tác: nIV  nIII  80, 214 (v/ph)

1.3.3. Tính mô men xoắn trục
Mô men xoắn trục được xác định dựa vào công thức sau.

Trang 10

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
T  9,55.106.

Pi
ni

Mô men xoắn trên trục I:
TI  9,55.106.

14.261
 93928,48( N .mm)
1450

Mô men xoắn trên trục II:
TII  9,55.106.

13,695
 707084,926 (N.mm)
184,97

Mô men xoắn trên trục III:
TIII  9,55.106

13,152
 1565771,89 (N.mm)
80,214

Mo men xoắn trên trục công tác:
Tct  9,55.106.

13,02
 1550114,175 (N.mm)
80,214

1.3.4.Lập bảng kết quả
Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau.
Ta có bảng số liệu các thông số:

Trục Đ/cơ

I

II

III

Công tác

Trang 11


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Công suất (kw)
Tỷ số truyền (-)

14,405 14,261
1

13,695

7,839

13,152

2,306

13,02
1

Số vòng
quay(v/ph)

1450

1450

184,67

80,214

80,214

Mô men
(Nmm)

93928,48 707084,926

1565771,89 1550114,175

Trang 12

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.1.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

2.1.1. Chọn vật liệu
Để đảm bảo khả năng chịu tải, tính công nghệ, điều kiện sản xuất,
tính kinh tế cho việc chế tạo và thiết kế hộp giảm tốc.Vì vậy, ta phải chọn
loại vật liệu cho phù hợp.
Đây là loại HGT có công suất trung bình do đó chỉ cần chọn vât liệu
nhóm I, có độ rắn HB  350 , bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải
thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt
luyện, bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Tra bảng 6.1[1] ta chọn loại vật liệu:
Loại

Nhãn

bánh răng hiệu thép

Nhỏ

45

Nhiệt

Độ rắn

Giới hạn

Giới hạn

bền  b

chảy  ch

(MPa)

(MPa)

HB192…240

750

450

HB192…240

750

450

luyện

Tôi cải
thiện

Lớn

45

Tôi cải
thiện

Trang 13


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

2.1.2. Ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [  H ] và ứng suất uốn cho phép [  F ] được
xác định:

  H0 lim 
[ H ]= 
 .Z R .Z v .K xH .K HL
 SH 
  F0 lim 
[ F ]= 
 .YR .Ys .K xF .K FC .K FL
S
 F 
Với: ZR: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ
YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng

YS: Hệ số kể đến ánh hưởng đến độ nhạy của vật liệu tới sự tập
trung ứng suất
KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn
KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải
Khi tính toán sơ bộ:

 Z R .Z v .K xH  1

YR .Ys .K xF  1
Do đó ta có:

Trang 14


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
0 
[ H ]=  F lim  .K HL
 SH 
  H0 lim 
[ F ]= 
 .K FC .K FL
 SF 
Trong đó:  H0 lim và  F0 lim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất
uốn cho phép ứng với sô chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của  H0 lim và  F0 lim
Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở

:  H0 lim =2HB+70

Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc

: S H =1,1

Ứng suất uốn cho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở

:  F0 lim =1,8HB

Hệ số an toàn khi tính về uốn

: S F =1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ

: HB3 = 230

Chọn độ rắn bánh lớn

: HB4 = 215

Như vậy ta có:

 H0 lim3  2.HB3  70  2.230  70  530(MPa)
 H0 lim4  2.HB4  70  2.215  70  500(MPa)
 F0 lim3  1,8.HB3  1,8.230  414( MPa)
 F0 lim 4  1,8.HB4  1,8.215  387( MPa)
Đối với bộ truyền quay một chiều, tải trọng một phía thì KFC =1
Ta có:

Trang 15

Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
K HL  mH

N HO
N HE

;

K FL  mF

N FO
N FE

Với mH,mF : Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn. Với vật
liệu có HB  350 thì: mH= 6,mF = 6
NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

2,4
N HO3  30.H HB
 30.2302,4  13,97.106
2,4
N HO 4  30.H HB
 30.2152,4  11,88.106

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO= 4.106 đối với
các loại thép.
NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Vì tải không đổi ta có: N HE  N FE  60.c.n.t
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều
nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần)
n: số vòng quay trong một phút
t : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Ta có t  6.365.0,8.2.8  28032(h)
N HE 4  N FE 4  60.c.nIII .t  60.1.80,214.28032  0,135.109 (chu kỳ)

N HE 3  N FE 3  60.c.nII .t  60.1.184,67.28032  0,31.109 (chu kỳ)

Ta thấy : NHE > NHO, NFE > NFO. Ta chọn NHE = NHO, NFE =NFO.
KHL = KFL =1
Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là:

Trang 16


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD

 H 3  

530
500
.1  481,82 (MPa) ;  H 4  
.1  454,55 (MPa)
1,1
1,1

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là:

 F 3  

414
387
.1  376,36 (MPa) ;  F 4  
.1  351,82 (MPa)
1,1
1,1

Do là hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
nên ta có thể lấy trung bình giá trị của hai bánh để tính toán. Vậy ứng suất
cho phép của cấp chậm là:

 H  

 H 3    H 4   481,82  454,55  468,19(MPa)

2
2
  H   468,19  1,25. H min  568,19( MPa )

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

 H max   H 3 max  2,8. ch  2,8.450  1260( MPa)
Ứng suất uốn cho phép khiu quá tải:

 F 3 max  0,8. ch1  0,8.450  360( MPa)
 F 4 max  0,8. ch 2  0,8.450  360( MPa)
2.1.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng

2.1.3.1. Khoảng cách trục
Hộp giảm tốc đồng trục nên ta có khoảng cách trục cấp chậm cũng
như cấp nhanh.
Do cấp chậm chịu momen xoắn lớn hơn nên tính toán khoảng cách
trục aw2 cho cấp chậm, cấp nhanh sẽ lấy theo cấp chậm để đảm bảo trục
cấp nhanh không thừa bền.

Trang 17


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
aw 2  K a .(u2  1). 3

TII .K H 

 H 

2

u2 . ba

Ứng với  ba 2 : hệ số chiều rộng vành răng là tỉ số giữa chiều rộng
vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] ta chọn  ba 2 = 0,4.
K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

Tra bảng 6.5[1] Ta chọn K a = 43(MPa)1/3
K H  : hệ số kể đến sự phân bộ không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng .
Với hệ số  bd2  0,5. ba2 . u 2  1  0,5.0,4. 2,306  1  0,661

Tra bảng 6.7[1] ta chọn K H  =1,05
Ta có:
aw 2  43.(2,306  1). 3

707084,926 .1,05

 468,19 .2,306.0,4
2

 219,3(mm)

Ta chọn : aw 2 = 220(mm)
2.1.3.2. Xác định các thông số ăn khớp
a. Xác định mô đun
mn  (0,01  0,02) aw 2  (2,2  4,4)

Tra bảng trị số tiêu chuẩn của modun (bảng 6.8[1]) ta chọn mn  3 mm.
b. Chiều rộng vành răng
bw  a w 2 . ba 2  220.0,4  88(mm)

Trang 18


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Công thức quan hệ: aw 2 

mn .( Z3  Z 4 ) mn .Z3.(u2  1)

2cos 
2cos 

Chọn sơ bộ  2 = 140
c. Số răng
Số răng bánh nhỏ:
Z3 

2aw2 .cos 2
2.220.0,97

 43,03
mn (u2  1) 3.(2,306  1)

Chọn Z3  43  Z 4  Z3 .u2  43.2,306  99,156
Chọn Z 4 =99
Ta có tỉ số truyền thực:
ut 2 

Z 4 99

 2,302
Z3 43

Góc nghiêng:
cos 2 =

mn ( Z3  Z 4 ) 3.(43  99)

 0,968   2  14,40
2aw2
2.220

d. Tính các thông số truyền khác. Dựa vào bảng 6.11[1]
+ Khoảng cách trục : aw  aw2  220(mm)
mn .z3
3.43

d


 133,24(mm)
3

c
os

0,968

2
+ Đường kính vòng chia : 
d  mn .z4  3.102  306,76(mm)
4

cos 2 0,968


2.aw 2
2.220


 133,24(mm)

d w3 
ut 2  1 2,302  1
+ Đường kính vòng lăn: 
d  u .d  2,302.133,24  306,76(mm)
t 2 w3
 w4

Trang 19


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
d a 3  d3  2mn  133,24  2.3  139,24(mm)
+ Đường kính đỉnh răng: 
d a 4  d 4  2mn  306,76  2.3  312,76(mm)

d f 3  d3  2,5mn  133,24  2,5.3  125,74(mm)
+ Đường kính chân răng : 

d f 4  d 4  2,5mn  306,76  2,5.3  299,26(mm)

+ Góc profin gốc  2  200
0

db3  d3cos 2  133,24.cos20  125,74(mm)
+ Đường kình cơ sở: 
0

db4  d 4cos 2  306,76.cos20  288,26(mm)

 tg 2 

0
+ Góc profin răng:  t 2  arctg 
  20,58
 cos 2 
+ Góc ăn khớp: tw2  t 2  20,580
+ Hệ số trùng khớp dọc:   2 

bw sin  2 88.sin14,4

 2,32
mn
3.3,14

+ Hệ sô trùng khớp ngang :


 1
1 

1 
 1
0
   cos 2  1,88  3,2  
  cos(14,4 )
 44 102  

 Z3 Z 4  

 2  1,88  3,2 


 1,72  1,2

2.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
điều kiện sau.

 H  Z M .Z H .Z .

2.TII .K H .(ut  1)
bw4 .ut .d w3

  H 

Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.Tra
bảng 6.5[1] Ta có: ZM = 274(MPa)1/3

Trang 20


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH 

2.cosb
sin(2. tw )

b : Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở.
tg b  cost .tg   tg b  cos20,58.tg14,4  0,23  b  13,42o
 ZH 

2.cos(13,42)
 1,72
sin(2.20,58)

Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Z  

1





1
 0,76
1,72

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H  K H  .K H .K Hv
Trong đó: K H  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp.
Trị số cấp chính xác phụ thuộc vào vận tốc vòng :
v

 d w3 .n2
6.10

4



3,14.132,61.184,67
 1,28(m / s)  4
6.104

Tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác theo v  4 ta được cấp chính
xác là 9.
Từ đó tra bảng 6.14[1] ta chọn K H  1,16 , K F  1,4
Ta có: K Hv  1 

(vH .bw .d w3 )
a
với vH   H .g o .v. w
u
2TII K H  .K H

 H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15[1] ta có :  H : =0,002

Trang 21


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
g o : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.

Tra bảng 6.16[1] ta có : g o =73
Vậy ta có vH   H .go .v.
 K Hv  1 

aw
220

 0,002.73.1,28.
 1,82(m / s)
u
2,318

(vH .bw .d w3 )
1,82.88.133,24
1
 1,015
2TII K H  .K H
2.707084,926 .1,05.1,13

 K H  1,02.1,13.1,013  1,17

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng

 H  Z M .Z H .Z .
 274.1,72.0,76.

2.TII .K H .(ut  1)
2
bw .ut .d w3



2.707084,926 .1,17.(2,302  1)
 H  441,46( MPa)
88.2,302.133,242

 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

[H]CX = [H].Zv.ZR.KxH
Trong đó : [H] = 468,19 (MPa)
Với v = 1,66 (m/s) < 5 (m/s),độ rắn bề mặt răng HB < 350
 lấy Zv = 1
Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1
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 nhám Ra = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR =
0,95
 [H]CX = 468,19.1.0,95.1 = 444,78 (MPa)
Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc

Trang 22


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
chênh lệch:  H 

[ H ]cx   H
444,78  441,46

.100%  0,74%  4%
[ H ]cx
444,78

Ta chọn bw4  88(mm) và chọn bw3  93(mm) để đảm bảo quá trình
ăn khớp tải trọng phân bố đều.
2.1.5. Kiểm nghiệm răng độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân
răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

 F3 
F4 

2TII K F Y Y YF 3
bw d w3m

 F 3 .YF 4
YF 3

  F 1 

  F 4 

Trong đó: TII = 707084,926 – momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm;
m - modun pháp, mm;
bw – chiều rộng vành răng, mm; bw = 88 mm.
dw3 - đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm; dw3 = 132,61
mm
Y 

1





1
 0,57 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
1,76

  là hệ số trùng khớp ngang
Y  1 

o
140

1

14,3
 0,89 : hệ số kể đến độ nghiêng của
140

răng.
YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc
vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Trang 23


Đồ án thiết kế sản phẩm với CAD
Số răng tương đương : Zv3 

Z4
43

 47,38
cos3 cos(14,4o )

Zv 4 

Z4
99

 109,08
cos3 cos(14,4o )

tra bảng 6.18 [ 1] với bánh răng không cần dịch chỉnh nên ta có hệ
số dịch chỉnh là x = 0
Tra bảng 6.18[1] ta được : YF3 = 3,70, YF4 = 3,61
Tra bảng 6.7[1] ta có với sơ đồ HGT đồng trục, trị số của hệ số
phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được K F   1,12
Tra Bảng 6.14[1] : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KF = 1,27
(v <5m/s)
KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn

K Fv  1 

 F bW 3dW 3
2TII K F  K F

vF   F g o v

Với

aw
ut

Tra bảng 6.15[1] và bảng 6.16[1] ta có  F  0,006 và g o  73 vậy ta có

vF   F g o v
Ta có : K Fv  1 

aw
220
 0,006.73.1,67.
 7,13
ut
2,302

 F bW 3dW 3
2TII K F  K F

1

7,13.93.133,24
 1,032
2.707084,926 .1,12.1,27

 ta có hệ số tải trọng tính uốn

Trang 24