Đồ án Chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc

Lời nói đầu. Hiện nay, các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ sư cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí được đào tạo phải có kiến thức chuyên sâu rộng, đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thường gặp trong sản xuất, sữa chữa và sử dụng. Mục tiêu của môn học là đào tạo cho người học nắm vững các phương pháp và vận dụng thiết kế có hiệu quả, xây dựng và quản lý các quá trình chế tạo sản phẩm cơ khí về sản xuất và tổ chức sản xuất. Thiết kế “chi tiết máy’ là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống truyền động từ động cơ điện đến cơ cấu công tác. Với đề tài thiết kế hộp giảm tốc nón trụ, có đặc điểm là bộ truyền làm việc tương đối êm, truyền được công suất lớn, truyền tải trọng lớn, kết cấu hộp giảm tốc khá dài vì có thên trục côngxôn. Bộ truyền này có giá thành tương đối đắt vì khó chế tạo, lắp ghép khó khăn, khối lượng kích thước tương đối lớn. Tuy nhiên hộp giảm tốc này vẫn được dùng vì có hai trục vuông góc nhau. Trong quá trình thuyết kế đồ án Chi tiết máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức về lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu tìm hiểu những tài liệu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện những đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Đà Nẵng, ngày 15 tháng 11 năm 2009 Sinh viên thiết kế Nguyễn Vinh Tân MỤC LỤC Trang Chương 1: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền. 4 Tính công suất cần thiết của động cơ. 4 Chọn động cơ. 4 Phân phối tỉ số truyền. 5 Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM (bánh răng trụ răng nghiêng) Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện. 7 Xác định ứng suất cho phép. 7 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K. 8 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. 8 Xác định khoảng cách trục A. 8 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.9 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. 9 Xác định môđun,số răng,chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. 10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột. 11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. 11 Tính lực tác dụng. 12 II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH (bánh răng nón) Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện. 12 Xác định ứng suất cho phép. 12 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K. 13 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. 14 Xác định chiều dài nón L. 14 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng14 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L. 14 Xác định môđun và số răng. 15 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. 15 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột. 16 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. 16 Các lực tác dụng. 17 Chương III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. THIẾT KẾ TRỤC: Chọn vật liệu. 18 Tính thiết kế trục về độ bền. Tính sơ bộ đường kính trục. 18 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực. 18 Tính gần đúng đường kính các đoạn trục. 19 Tính chính xác trục và then,. 27 CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC Sơ đồ chọn ổ trục I. 35 Sơ đồ chọn ổ trục II. 36 Sơ đồ chọn ổ trục III. 37 CHƯƠNG V: KHỚP NỐI Chọn kích thước khớp nối. 39 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. 39 CHƯƠNG VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ THÂN HỘP: Chọn vật liệu. 40 Chọn bề mặt ghép nắp và thân. 40 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp: 40 CẤU TẠO BÁNH RĂNG 41 CÁC CHI TIẾT KHÁC: Nút thông hơi. 41 Nút tháo dầu. 42 Thăm dầu. 43 CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC. 44 Tài liệu tham khảo 44 Chương 1: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền: Động cơ điện được dùng phổ biến trong các hệ dẫn động do nó có những ưu điểm nổi bật như: kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, dễ vận hành. Trong các loại động cơ điện thì động cơ điện ba pha không đồng bộ ngắn mạch có ưu điểm hơn cả. Vậy ta tiến hành chọn loại động cơ này qua các bước tính toán sau: Tính công suất cần thiết của 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 Tính công suất cần thiết của động cơ: Công suất động cơ Pđc : Ta có : Pđc  =
Trong đó: Plv : Công suất trên băng tải η : là hiệu suất truyền động, giá trị của η được xác định theo công thức:
Với (o , (br , (kn : là hiêu suất của ổ, bánh răng, khớp nối.
= 0,99
= 0,97
= 0,99 Suy ra: ( = 0,993.0,972.0,992 = 0,89 Vậy : Pđc =
= 2,6 (kW) 3. Chọn động cơ: Căn cứ vào giá trị của Pđc đã tính ở trên, có thể xét điều kiện:
Theo bảng loại động cơ (bảng 2P) đáp ứng được yêu cầu của bộ truyền là loại động cơ có số hiệu: AO2(AO
2)32 - 4 Các số liệu của động cơ được cho dưới bảng sau: Công suất (kW)  Vận tốc (vg/ph)  Hiệu suất (%)  Mm/Mđm  Mmax/Mđm  Mmin/Mđm  Khối lượng (Kg)   3.0  1430  83,5  1,8  2,2  1,2  39   4. Phân phối tỉ số truyền: Tỷ số truyền chung:
nđc : tốc độ quay của động cơ. Ta có: ic = inh*ich inh : tỉ số truyền của cấp nhanh (của bộ truyền bánh răng nón). ich : tỉ số truyền của cấp chậm (của bộ truyền bánh răng nghiêng). Do tỉ số truyền của cặp bánh răng nón không vượt quá 3 và tạo điều kiện bôi trơn tốt các cặp bánh răng ngâm trong hộp dầu chung. Và inh = (0,22
0,28)ih. Nên ta chọn : inh = 2,85 Suy ra:
Công suất ở từng trục: Trục III (trục tang): PIII =
=
= 2,42 (kW) Trục II: PII =
=
= 2,52 (kW) Trục I (nối động cơ): PI =
=
= 2,63 (kW) Số vòng quay ở từng trục: Trục I: nI = nđc = 1430 (vg/ph) Trục II:
(vg/ph) Trục III: nIII = nlv = 130 (vg/ph) Momen xoắn ở từng trục: Trục I: TI = 9,55.106
=
( Nmm) Trục II: TII = 9,55.106
=
(Nmm) Trục III: TIII = 9,55.106
=
(Nmm) * Từ các kết quả trên ta có bảng hệ thống các số liệu: Trục Số liệu  Trục I  Trục II  Trục III   Tỉ số truyền i  inh = 2,85  ich = 3,86   Số vòng quay n (vg/ph)  nI = 1430  nII = 502  nIII = 130   Công suất P (kW)  PI = 2,63  PII = 2,52  PIII = 2,42   Momen xoắn T (Nmm)  TI = 17563,99  TII = 47940,24  TIII = 177776,92   Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM (bánh răng trụ răng nghiêng) Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện: Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25
50)HB HB1 = HB2 + (25
50)HB Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100 ( 300 (mm). Ta chọn thép 45 được thường hóa: (bk = 580 (N/mm2) ; (ch = 290 (N/mm2) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 220) Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ( 500 (mm). Ta chọn thép 40 được thường hóa. (bk = 520 (N/mm2 ) ; (ch = 260 (N/mm2); HB = 150 – 210 (chọn HB = 180) Xác định ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép [(]tx = [(]Notx. kN’ Trong đó: [(]Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng việc lâu dài. Chọn: [(]Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1] kN’ - Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
Với: N0 – Số chu kỳ cơ sở. Chọn N0 = 107 Ntđ – Số chu kỳ tương ứng. Ntđ = N = 60.u.n.T Trong đó: T – thời gian làm việc của máy. T = 107 giờ u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. u = 1 n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính. Nên: Ntđ = 60.1.130.107 = 7,8.1010 Do Ntđ > N0 nên ta chọn: k’N = 1 Suy ra : [(]tx = [(]Notx Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1: [(]tx1 = [(]Notx = 2,6.HB = 2,6.220 = 572 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2: [(]tx2 = [(]Notx = 2,6.HB = 2,6.180 = 468 (N/mm2) Lấy [(]tx để tính toán = 468 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép: Theo công thức 3-6 [1] ta có:
Trong đó: n - Hệ số an toàn n1 = n2 = 1,5 k( - Hệ số tập trung ứng suất k( = 1,8 kN’’ = 1 (vì Ntđ ( N0). Ntđ được tính giống ở trên (-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng. Đối với thép ta có: (-1 = 0,43.(bk Bánh nhỏ: (-1 = 0,43.580 = 249,4 Bánh nhỏ: (-1 = 0,43.520 = 223,6 - Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [(]u1=
(N/mm2) - Ứng suất uốn của bánh lớn: [(]u2=
(N/mm2) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K: Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn: K = 1,3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA=
do bộ truyền chịu tải nhỏ nên ta chọn yA = 0,15 Xác định khoảng cách trục A: Theo công thức tính sức bền tiếp xúc (bảng 3-10) [1] ta có: A ( (i ( 1)
Trong đó: A – Khoảng cách trục ψA – Hệ số chiều rộng bánh răng. ψA = 0,15 i - tỉ số truyền. i = ich =3,86 n2 - số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn. n2 = nIII = 130 (vg/ph) N – công suất của bộ truyền. N = 2,52 (kW) K – Hệ số tải trọng. K = 1,3 θ – Hệ số phản ánh khả năng tải. θ = 1,2 Suy ra:
= 171,39 (mm) Chọn A = 172 (mm) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
=
= 1,86 (m/s) Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 9 (theo bảng 3-11) [1] Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng. Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn Ktt = 1 Kđ – hệ số tải trọng động. Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: Kđ = 1,45 Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 . 1,45 = 1,45 Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo công thức: A = Asb.
=
(mm) Chọn: A = 180 (mm) Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng: Môđun bánh răng: mn = (0,01 ( 0,02).A = (0,01 ( 0,02).180 = 1,80 ( 3,60 (mm) Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun pháp: mn = 3 (mm) Số răng của bánh dẫn: Chọn sơ bộ góc nghiêng: β = 12o Bánh 1: Z1 =
=
răng Bánh 2: Z2 = i.Z1 = 3,86.24 ≈ 93 răng Chọn: Z1 = 24 răng ; Z2 = 93 răng. Góc nghiêng β được tính chính xác theo công thức: Cosβ=
( β ≈ 12,84o Chiều rộng bánh răng: b = (A.A = 0,15.180 = 27 (mm) Lấy b2 = 27 (mm) b1 = 34 (mm) (ta lấy bánh nhỏ lớn hơn bánh lớn để tránh hiện tượng dịch chuyển trong quá trình lắp đặt) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Theo công thức (3-34) bảng 3-16 [1] ta có: (u =
Trong đó: (u - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng K – hệ số tải trọng. K = 1,45 N – công suất của bộ truyền. N = PII = 2,52 (kW) mn – môđun của bánh răng nghiêng. mn = 3 θ”- hệ số phản ánh khả năng tải. θ” = 1,5 y, Z, b, n – hệ số dạng răng, số răng, chiều rộng bánh răng và số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính. Z1 = 24 ; Z2 = 93 b1 = 34 (mm) ; b2 = 27 (mm) n1 = 502 ; n2 = 130
( y1 = 0,435
( y2 = 0,516 Suy ra: ứng suất uốn của bánh răng 1:
(N/mm2) < [(]u1 = 92,37 ứng suất uốn của bánh răng 2: (u2 = (u1.
= 29,01.
(N/mm2) < [(]u2 = 82,81 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [(]txqt = 2,5[(]Notx với (HB ( 350) bánh 1: [(]txqt1 = 2,5.[(]Notx1 = 2,5.2,6.HB1 =2,5.2,6.220 = 1430 (N/mm2) bánh 2: [(]txqt2 = 2,5.[(]Notx2 = 2,5.2,6.HB2 = 2,5.2,6.180 = 1170 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (3-14) bảng 3-10 [1] (tx = =
(N/mm2) (txqt =
Trong đó hệ số quá tải Kqt = 1,80 (txqt = 476,90.
N/mm2 < [(]txqt1 và [(]txqt2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Công thức 3-46 [1], do HB ( 350: [(]uqt = 0,8.(ch Bánh 1: [(]uqt1 = 0,8.290 = 232 (N/mm2) Bánh 2: [(]uqt2 = 0,8.260 = 208 (N/mm2) Điều kiện quá tải khi chịu uốn: (uqt = (u.Kqt (uqt1 = (u1.Kqt = 29,01.1,80 = 52,22 (N/mm2) ( [(]uqt1 = 232 (N/mm2) (uqt2 = (u2.Kqt = 24,46.1,80 = 44,03 (N/mm2) ( [(]uqt1 = 208 (N/mm2) ( Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Môđun pháp: mn = 3 Số răng : Z1 = 24 ; Z2 = 93 Góc ăn khớp: an= 20o Góc nghiêng răng: b≈ 12,84o Đường kính vòng chia (vòng lăn):
=
= 72 (mm)
=
= 279 (mm) Chiều rộng bánh răng: b1 = 27 (mm); b2 = 34 (mm) Khoảng cách trục: A =
(mm) Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = d1 - 2.mn = 72 - 2.3 = 66 (mm) De2 = d2 - 2.mn = 279 - 2.3 = 273 (mm) Độ hở hướng tâm: c = 0,25. mn = 0,25.3 = 0,75 Đường kính vòng chân răng: Di1 = d1 - 2.mn - 2.c = 72 - 2.3 – 2.0,75 = 64,5 (mm) Di2 = d2 - 2.mn - 2.c = 279 - 2.3 - 2.0,75 = 271,5 (mm) Tính lực tác dụng: Momen xoắn: Mx =
=
(Nmm) - Lực vòng: Ft =
(N) - Lực hướng tâm: Fr =
=
= 497,12 (N) - Lực dọc trục: Fa =
(N) THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH (bánh răng nón) Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện. - Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi dưới 100 mm. Ta chọn thép 45 thường hóa: (bk = 600 (N/mm2) ; (ch = 300 (N/mm2) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 200) - Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ( 500 mm. Ta chọn thép 40 được thường hóa. (bk = 520 (N/mm2 ) ; (ch = 260 (N/mm2); HB = 150 – 210 (chọn HB = 170) Xác định ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép. [(]tx = [(]Notx. kN’ Trong đó: [(]Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng việc lâu dài (N/mm2). Chọn: [(]Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1] kN’ - Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. Với:
Trong đó: N0 – Số chu kỳ cơ sở. Chọn N0 = 107 Ntđ – Số chu kỳ tương ứng. Ntđ = N = 600.u.n.T Với : T – thời gian làm việc của máy. T = 107 giờ u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. u = 1 n – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính. Nên suy ra: Ntđ = 60.1.502.107 = 3,01.1011 Do Ntđ > N0 nên ta chọn k’N = 1 Suy ra : [(]tx = [(]Notx Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1: [(]tx1 = [(]Notx = 2,6HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2: [(]tx2 = [(]Notx = 2,6HB = 2,6.170 = 442 (N/mm2) Lấy [(]tx để tính toán = 442 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép: Theo công thức 3-6 [1] ta có:
Trong đó: n - Hệ số an toàn n1 = n2 = 1,5 k( - Hệ số tập trung ứng suất k( = 1,8 kN’’ = 1 (vì Ntđ ( N0). Ntđ được tính giống ở trên (-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng. Đối với thép ta có: (-1 = 0,43.(bk Bánh nhỏ: (-1 = 0,43.600 = 258 Bánh nhỏ: (-1 = 0,43.520 = 223,6 - Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [(]u1=
(N/mm2) - Ứng suất uốn của bánh lớn: [(]u2=
(N/mm2) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K: Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn K = 1,3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yL =
do bộ truyền chịu tải nhỏ nên ta chọn yL= 0,3
0,33(chọn yL= 0,31) Xác định chiều dài nón L: Theo công thức (3-11) tính sức bền tiếp xúc (bảng 3-10) [1] ta có:
Trong đó: L – chiều dài nón. (mm) yL – hệ số chiều rộng bánh răng. yL = 0,31 i - tỷ số truyền. i = inh = 2,85 n2 – số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn. n2 = nII = 502 (v/ph) N – công suất của bộ truyền. N = P1 = 2,63 (kW). K – hệ số tải trọng. K = 1,3 Suy ra:
= 88,49 (mm) Chọn L = 90 (mm) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng nón: CT 3-18 [1]
=
= 3,77 (m/s) Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 7 (theo bảng 3-11) [1] Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L: Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng. Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn Ktt = 1 Kđ – hệ số tải trọng động. Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: Kđ = 1,45 Vậy hệ số tải trọng: K = 1.1,45 = 1,45 Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải tính lại chiều dài nón L theo công thức (3-21):
(mm) Lấy L = 94 (mm) Xác định môđun và số răng: Môđun bánh răng: ms = (0,02 ( 0,03).L = (0,02 ( 0,03).94 = 1,88 ( 2,82 (mm) Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun trên mặt mút lớn: ms = 2,5 (mm) Số răng của bánh răng:
răng Z2 = i.Z1 = 2,85.25 ≈72 răng Chọn: Z1 = 25 răng ; Z2 = 72 răng. Chiều rộng bánh răng: b = ψL.L = 0,31.94 = 29,14 (mm) Lấy b = 30 (mm) Tính chính xác chiều dài nón L theo công thức bảng 3- 5 [1]. L = 0,5. ms.
= 0,5. 2,5.
= 95,27 (mm). Lấy L = 95 (mm) Môđun trung bình:
(mm) Đường kính trung bình: dtb1 = mstb.Z1 = 2,11.25 = 52,75 (mm) dtb2 = mstb.Z2 = 2,11.72 = 151,92 (mm) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: - Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5 [1]:
( (1 = 19o33’ Số răng tương đương của bánh nhỏ: Ztđ1 =
= 27 Góc mặt nón lăn bánh lớn (bảng 3-5) [1]
( (2 = 70o39’ Số răng tương đương của bánh lớn: Ztđ2 =
= 217 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương ta tìm được hệ số dạng răng: bánh nhỏ y1 = 0,439 bánh lớn y2 = 0,517 Theo công thức (3-35) bảng 3-16 [1] ta có ứng suất sinh ra trong chân răng bánh nhỏ:
=
= 40,88(N/mm2) < [(]u1= 92,37 Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn: (u2 =
= 24,71 (N/mm2) < [(]u2= 82,81 (N/mm2) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [(]txqt = 2,5[(]Notx . Với (HB ( 350) bánh 1: [(]txqt1 = 2,5.[(]Notx1 = 2,5.2,6.HB1 = 2,5.2,6.200 = 1300 (N/mm2) bánh 2: [(]txqt2 = 2,5.[(]Notx2 = 2,5.2,6.HB2 = 2,5.2,6.170 = 1105 (N/mm2) Ứng suât tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (3-14, bảng 3-10) [1] (txqt =
=
= 218,47 (N/mm2) Chỉ cần kiển nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có: (txqt = 218,47 (N/mm2) < [(]txqt2 = 1105 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Ta tính theo công thức 3-46 [1],do co HB ≤ 350: [(]uqt = 0,8.(ch Bánh 1: [(]uqt1 = 0,8.300 = 240 (N/mm2) Bánh 2: [(]uqt2 = 0,8.260 = 208 (N/mm2) Điều kiện quá tải khi chịu uốn: (uqt1 = (u1.Kqt = 40,88.2 = 81,76 (N/mm2) ( [(]uqt1 = 240 (N/mm2) (uqt2 = (u2.Kqt = 24,71.2 = 49,42 (N/mm2) ( [(]uqt2 = 208 (N/mm2) ( Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Môđun mặt mút lớn: ms = 2,5 (mm) Số răng: Z1 = 25 ; Z2 = 72 Chiều dài răng: b = 30 (mm) Chiều dài nón: L = 95 (mm) Góc ăn khớp: ( = 20o Góc mặt nón chia(cũng là góc mặt nón lăn): (1 = 19o33’ ; (2 = 70o39’ Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1 = ms.Z1 = 2,5.25 = 62,5 (mm) d2 = ms.Z2 = 2,5.72 = 180 (mm) Đường kính vòng đỉnh: De1 = ms.(Z1+2.cos(1) = 2,5.(25+2.cos(19o33’)) = 67,21 (mm) De2 = ms.(Z2+2.cos(2) = 2,5.(72+2.cos(70o39’)) = 181,66 (mm) Các lực tác dụng: Momen xoắn: Mx =
=
(Nmm) Đối với bánh nhỏ: - Lực vòng: Ft1 =
=
=
(N) - Lực hướng tâm: Fr1 = P1.tg(.cos(1 = 665,93.tg(20o).cos(19o33’) = 228,41 (N) - Lực dọc trục: Fa1 = P1.tg(.sin(1 = 665,93.tg(20o).sin(19o33’) = 81,11 (N) Đối với bánh răng lớn: - Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 665,93 (N) - Lực hướng tâm: Fr2 = Fa1 = 81,11 (N) - Lực dọc trục: Fa2 = Fr1 = 228,41 (N) Chương III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. THIẾT KẾ TRỤC: Chọn vật liệu: Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép cacbon và hợp kim là vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép 45(thường hóa) có giới hạn bền (b = 600 (N/mm2). Tính thiết kế trục về độ bền: Tính sơ bộ đường kính trục: Theo công thức (7-2) ta có đường kính sơ bộ của trục:
Trong đó: dsb – đường kính sơ bộ của trục. N – công suất bộ truyền n – số vòng quay trong 1 phút của trục C – hệ số tính toán, phụ thuộc [(]x ; ta lấy C = 120 để tính đường kính đầu trục và trục truyền chung của hộp giảm tốc. Trục I: N = 2,63 (kW) n = 1430 (vg/ph) ( d1 =
= 14,70 (mm) ; lấy d1 = 15 (mm) ( B1 = 13 Trục II: N = 2,52 (kW) n = 502 (vg/ph) ( d2 =
=20,55 (mm); lấy d2 = 25 (mm) (B2 = 17 Trục III: N = 2,42 (kW) n = 130 (vg/ph) ( d3 =
= 31,08 (mm) lấy d3 = 35 (mm) ( B3 = 21 2.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực: Các kích thước liên quan đến chiều dài trục: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 7 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 17 Chiều dài được tính theo công thức trong bảng 10.4 [2] Ta có: Trục I: - chiều dài mâyơ bánh răng côn: lm13 = 1,3.d1 =1,3.15 = 19,5 (mm) - chiều dài mâyơ nữa khớp nối (nối trụ vòng đàn hồi): lm12 = 2.d1 = 2.15 = 30 (mm) - khoảng côngxôn trên trục I: lc12 = 0,5.(lm12 + B1) + k3 + hn = 0,5.(30 + 13) + 15 + 17 = 53,50 (mm) ( l12 = - lc12 = - 53,5 (mm) ( l11 = 2,7.d1 = 2,7.15 = 40,5 (mm) ( l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5.(B1 – b13.cos(1)