Đồ án Tính toán thiết kế cầu trục tải trọng 12 tấn

ào: n1 = 700 vòng/phút. Động cơ dẫn động : N = 27,6 Kw. tỉ số truyền chung của hộp là: i = 47,6 2.3.1. phân phối tỷ số truyền trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên không thông qua bộ truyền ngoài. gọi : icn tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh. icc là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chập. để đảm bảo điều kiện bôi trơn : icn = (1,2÷1,3).icc chọn icn = 1,2.icc vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau: icn= 7,56 ; icc = 6,3 xác định số vòng quay, công suât và momen xoắn trên các trục I; II; III . Của hộp giảm tốc. số vòng quay : n1 = n = 700 (v/ph). n2 = (v/ph). n3 = (v/ph). Công suất : NI = N.ηcặp ổ = 27,6.0,955 = 26,36 Kw. NII = NI.ηbánh răng.ηcặp ổ = 26,36.0,97.0,955 = 24,42 Kw. NIII = NII.ηbánh răng.ηcặp ổ = 24,42.0,97.0,955 = 22,62 Kw. Tra bảng 2-1-[6] ta có: ηcặp ổ = 0,955 ηbánh răng = 0,97 Momen xoắn : ( N. mm) 2.3.2. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh 1. chọn vật liệu: vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện phôi rèn. Như vậy có các số liệu sau : σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240. vật liệu bánh răng lớn: Thép 40 thường hoá, phôi rèn, có các số liệu sau : σb = 540 N/mm2. σ chảy = 270 N/mm2 HB = 200 2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép . * Với bánh răng lớn: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó : + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n: Số vòng quay trong 1 phút. n=92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) SH2 = 1,1 => NHO2 = 30. = 30.2002,4 = 10.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE2 > NHO2 do vậy ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL2 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Với bánh răng nhỏ: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n=700 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB+70 = 2.240+70 = 550 (MPa) SH1 = 1,1 => NHO1 = 30. = 30.2402,4 = 15.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE1 > NHO1 do vậy ta lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL1 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Do ta sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép phải lấy gái trị: = 427,3 (MPa) b. Ứng suất uốn cho phép . * Với bánh răng lớn: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy=1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có: : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương . Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] có: = 1,8HB = 1,8. 200 = 360 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE3 > NFO3 do vậy ta lấy NFE3 = NFO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL2 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: * Với bánh răng nhỏ: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có : : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 700 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 1,8HB = 1,8. 240 = 432 (MPa) SF1 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE1 > NFO1 do vậy ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL1 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: c. Ứng suất cho phép khi quá tải. * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: => * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: => 3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác định: Trong đó: : Tỉ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6 [1] ta chọn = 0,4. Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1] ta chọn Ka = 43 (Mpa1/3) TI : Momen xoắn trên bánh chủ động. TI = 359526 (N.mm) : Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền. = 427,3(MPa) U1 : Tỷ số truyền trục mang bánh chủ động. u1 = 7,56 KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số Tra bảng 6.7 [1] chọn KHβ = 1,05 Vậy (mm) Chọn aw1 = 324 (mm). 4. Các thông số ăn khớp a. Mô đun (m): Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. m1 = (0,010,02).aw = (0,010,02).324 = (3,246,48) Tra bảng 6.8 [1] ta lấy m = 4 (mm) b. Xác định số răng, góc nghiêng răng β, hệ số dịch chỉnh x. Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng β của răng và mođun trong bộ truyền ăn khớp ngoài có liên hệ với nhau theo công thức: Đối với bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc ta có góc nghiêng răng - Số răng bánh nhỏ: (răng) Ta chọn Z1=19 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.u1 = 19.7,56 = 143,64 (răng) Ta chọn Z4 = 144 (răng) * Tính lại tỷ số truyền: * Tính lại khoảng cách trục: c. Đường kính vòng chia. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: d. Đường kính đỉnh răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: e. Đường kính chân răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: f. Đường kính vòng cơ sở. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: g. Chiều rộng vành răng. Ta có chiều rộng vành răng được tính theo công thức:  : Tỷ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] chọn = 0,4 + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: [sH] Trong đó: - ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] : Trị số của các hệ số .... và được =274 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 1,77 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì nên Ze = Trong đó: ea: Là hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 - 3,2()]cosb = = 1,77 Þ Ze = =0,77 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: . Với: + : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1] chọn = 1,08. + KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: Vận tốc vòng của bánh răng :. Tra bảng 6.14 [1] chọn = 1,16. + KHv: Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1 + với VH = dH.g0v . v = 2,79 (m/s). . dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 [1] chọn dH = 0,002. . g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Tra bảng 6.16 [1] chọn g0 = 73. Þ VH = dH.g0v = 0,002.73.2,79. = 2,67 Þ KHv == 1 + = 1,03 =1,08 x 1,16 x 1,03= 1,29 Vậy ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó: + [sH] = 427,4 (MPa) + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB ≤ 350, v < 5 (m/s) ® chọn Z = 1. (Theo 6.1) + Zr: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. 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 ≤ 1,25…0,63(mm) Þ lấy ZR = 1. (Theo 6.1) + KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, khi da3 ≤ 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 ® Ta thấy: chênh lệch DsH = = = 0,02% < 4% ® Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Tính chính xác bw1: Để thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 6. Kiểm nghiệm răng về 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: Trong đó: - TII : Mômen xoắn trên bánh chủ động. TI = 359526 (N.mm) - m : Môđun pháp. m = 4 (mm) - bW1 : Chiều rộng vành răng. bW1 = 134 (mm) - dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dW1 = 76,16 (mm) - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ye = = = 0,56 - Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : - YF1, YF2 : Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Vì ta dùng bánh răng không dịch chuyển nên hệ số dịch chuyển x = 0. Tra Bảng 6.18 [1] chọn: YF1= 3,65 YF2= 3,6 - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: + KF : Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng 6.7 [1] chọn KF = 1,17 + KFa: Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] chọn KFa = 1,37 + KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với F = dFg0v Tra bảng 6.15 [1] chọn: dF = 0,006 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Tra bảng 6.16 [1] chọn: g0 = 73 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng sai lệch bước răng. Vận tốc vòng của bánh răng : Þ vF = dFg0v = 0,006.73.2,8 = 8 Þ KFv == 1 + = 1,07 Þ KF = 1,17.1,37.1,07 = 1,72 Þ Ứng suất uốn chân răng bánh 2(Bánh bị động) Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [sF1]CX = [sF1]YRYSKxF [sF2]CX = [sF2]YRYSKxF Trong đó : + YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 + YS : Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. YS = 1,08 – 0,0695ln(m) với mođun m = 4 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1 + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, vì da3 KxF=1 Þ [sF1]CX =[sF1]YRYSKxF =205,7.1.1.1 = 205,7 (MPa) > sF1 [sF2]CX = [sF2]YRYSKxF = 247.1.1.1=247 (MPa) > sF2 Þ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, hãm máy ..) với hệ số quá tải: Trong đó: : Mô men xoắn khi quá tải. T : Mô men xoắn danh nghĩa. Vì vây cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: Để đánh giá biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sH]max = 1260(MPa) = 481,47 (MPa) < [sH]max = 1260 (MPa) => Thoả mãn điều kiện quá tải. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh trên mặt lượn chân răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sF]max = 360(MPa) sFmax = sF. Kqt = 56.1,5 = 84 < [sF]max =360(MPa) => Thỏa mãn điều kiện quá tải. 2.3.3. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 1. chọn vật liệu vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện phôi rèn. Như vậy có các số liệu sau : σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240. vật liệu bánh răng lớn: Thép 40 thường hoá, phôi rèn, có các số liệu sau : σb = 540 N/mm2. σ chảy = 270 N/mm2 HB = 200 2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép . * Với bánh răng lớn: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó : + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n: Số vòng quay trong 1 phút. n=14,7 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) SH4 = 1,1 => NHO4 = 30. = 30.2002,4 = 10.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE4 > NHO4 do vậy ta lấy NHE4 = NHO4 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL4 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Với bánh răng nhỏ: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n=92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB+70 = 2.240+70 = 550 (MPa) SH3 = 1,1 => NHO3 = 30. = 30.2402,4 = 15.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE3 > NHO3 do vậy ta lấy NHE3 = NHO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL3 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Do ta sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép phải lấy gái trị: = 427,3 (MPa) b. Ứng suất uốn cho phép . * Với bánh răng lớn: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy=1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có: : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương . Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 14,7 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] có: = 1,8HB = 1,8. 200 = 360 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE4 > NFO4 do vậy ta lấy NFE4 = NFO4 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL4 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: * Với bánh răng số nhỏ: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có : : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 1,8HB = 1,8. 240 = 432 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE3 > NFO3 do vậy ta lấy NFE3 = NFO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL3 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: c. Ứng suất cho phép khi quá tải. * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: => * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: => 3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác định: Trong đó: : Tỉ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6 [1] ta chọn = 0,4. Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1] ta chọn Ka = 43 (Mpa1/3) TII : Momen xoắn trên bánh chủ động. TII = 2518477 (N.mm) : Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền. = 427,3(MPa) U2 : Tỷ số truyền trục mang bánh chủ động. u2 = 6,3 KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số Tra bảng 6.7 [1] chọn KHβ = 1,05 Vậy (mm) Chọn aw1 = 394 (mm). 4. Các thông số ăn khớp a. Mô đun (m): Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. m1 = (0,010,02).aw = (0,010,02).394 = (3,947,88) Tra bảng 6.8 [1] ta lấy m = 4 (mm) b. Xác định số răng, góc nghiêng răng β, hệ số dịch chỉnh x. Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng β của răng và mođun trong bộ truyền ăn khớp ngoài có liên hệ với nhau theo công thức: Đối với bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc ta có góc nghiêng răng - Số răng bánh nhỏ: (răng) Ta chọn Z3=27 (răng) - Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.u2 = 27.6,3 = 170,1 (răng) Ta chọn Z4 = 170 (răng) * Tính lại tỷ số truyền: * Tính lại khoảng cách trục: c. Đường kính vòng chia. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: d. Đường kính đỉnh răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: e. Đường kính chân răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: f. Đường kính vòng cơ sở. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: g. Chiều rộng vành răng. Ta có chiều rộng vành răng được tính theo công thức:  : Tỷ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] chọn = 0,4 + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: [sH] Trong đó: - ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] : Trị số của các hệ số .... và được =274 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 1 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì nên Ze = Trong đó: ea: Là hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 - 3,2()]cosb = = 1,7 Þ Ze = =0,7 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: . Với: + : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1] chọn = 1,08. + KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: Vận tốc vòng của bánh răng :. Tra bảng 6.14 [1] chọn = 1,16. + KHv: Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1 + với VH = dH.g0v . v = 0,53 (m/s). . dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 [1] chọn dH = 0,002. . g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Tra bảng 6.16 [1] chọn g0 = 73. Þ VH = dH.g0v = 0,002.73.0,53. = 0,6 Þ KHv == 1 + = 1 =1,08 x 1,16 x 1= 1,26 Vậy ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó: + [sH] = 427,3 (MPa) + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB ≤ 350, v < 5 (m/s) ® chọn Z = 1. (Theo 6.1) + Zr: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. 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 ≤ 1,25…0,63(mm) Þ lấy ZR = 1. (Theo 6.1) + KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, khi da3 ≤ 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 ® Ta thấy: chênh lệch DsH = = = 0,37% < 4% ® Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Tính chính xác bw3: Để thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 6. Kiểm nghiệm răng về 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: Trong đó: - TII : Mômen xoắn trên bánh chủ động. TI = 2518477 (N.mm) - m : Môđun pháp. m = 4 (mm) - bW3 : Chiều rộng vành răng. bW3 = 163 (mm) - dW3: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dW3 = 108 (mm) - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ye = = 1 - Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : - YF3, YF4 : Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Vì ta dùng bánh răng không dịch chuyển nên hệ số dịch chuyển x = 0. Tra Bảng 6.18 [1] chọn: YF3= 3,65 YF4= 3,6 - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: + KF : Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng 6.7 [1] chọn KF = 1,17 + KFa: Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] chọn KFa = 1,37 + KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với F = dFg0v Tra bảng 6.15 [1] chọn: dF = 0,006 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Tra bảng 6.16 [1] chọn: g0 = 73 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng sai lệch bước răng. Vận tốc vòng của bánh răng : Þ vF = dFg0v = 0,006.73.0,53 = 1,84 Þ KFv == 1 + = 1 Þ KF = 1,17.1,37.1 = 1,6 Þ Ứng suất uốn chân răng bánh 4(Bánh bị động) Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [sF3]CX = [sF3]YRYSKxF [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF Trong đó : + YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 + YS : Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. YS = 1,08 – 0,0695ln(m) với mođun m = 4 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1 + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, vì da3 KxF=1 Þ [sF3]CX =[sF3]YRYSKxF =212.1.1.1 = 212 (MPa) > sF1 [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF = 210.1.1.1=210 (MPa) > sF2 Þ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, hãm máy ..) với hệ số quá tải: Trong đó: : Mô men xoắn khi quá tải. T : Mô men xoắn danh nghĩa. Vì vây cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: Để đánh giá biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sH]max = 1260(MPa) = 481 (MPa) < [sH]max = 1260 (MPa) => Thoả mãn điều kiện quá tải. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh trên mặt lượn chân răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sF]max = 360(MPa) sFmax = sF. Kqt = 212.1,5 = 318 < [sF]max =360(MPa) => Thỏa mãn điều kiện quá tải. 2.3.4. Tính toán thiết kế trục. SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC I – TRỤC I. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TI = 359526 (Nmm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =17(MPa). Chọn d = 50 mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b=27 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: bw1 = 134(mm) Lm13 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).134 = 107,2 ¸241,2 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm13 = bw1 = 134 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong. hn = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l11 = l21 = 376 (mm) + l = 0,5(lm13 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(134 + 27) + 10 + 10 = 100,5(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ