Hộp Giảm Tốc 2 Cấp Cặp Bánh Răng Côn Răng Thẳng Truyền động Răng ...

HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG TRUYỀN ĐỘNG RĂNG THẲNG RĂNG NGHIÊNG ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O45,bánh răng nghiêng, hộp giảm tốc đồng trục, khai triển, thuyết minh hộp giảm tốc

MỤC LỤC

Phần I : TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

I – Chọn động cơ

II – Phân phối tỷ số truyền

Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I – Tính bộ truyền xích

II- Tính bộ truyền bánh răng

A – Bánh răng côn

B – Bánh răng nghiêng

Phần III : THIẾT KẾ TRỤC

A – Chọn khớp nối

B – Tính toán trục

Phần IV : CHỌN VÀ TÍNH TOÁN Ổ LĂN

Phần V : BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

Phần VI : TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA HỘP GIẢM TỐC

Phần VII : BẢNG KÊ CÁC KIỂU LẮP

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Chi tiết máy ,tập I và II : Nguyễn Trọng Hiệp

Nhà xuất bản giáo dục -

2. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí : PGS . TS .Trịnh Chất – TS . Lê Văn Uyển

Nhà xuất bản giáo dục -

3.Hướng dẫn làm bài tập dung sai : PGS . TS . Ninh Đức Tốn – TS . Đỗ Trọng Hùng

Trường ĐHBK Hà Nội –

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn . Với chức năng như vậy ,ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí , luyện kim , hoá chất , trong công nghiệp đóng tàu … Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc côn – trụ . Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ môn , đặc biệt là thầy Lê Đắc Phong , em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình. Do đây là lần đầu , với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra , em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy trong bộ môn .

PHẦN I : TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

I. CHỌN ĐỘNG CƠ

A.Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất làm việc:

Hiệu suất hệ dẫn động h :

Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối. hxích

m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3 (tr 94), ta được các hiệu suất: hol= 0,99 ( vì ổ lăn được che kín), hbr= 0,97 , hk=1

hx =0,96( vì bộ truyền để hở)

• h = 0,994. 0,972.1. 0,96 = 0,867

Công suất cần thiết của động cơ :

Hệ số truyền đổi b :

Công suất tương đương Ntđ được xác định bằng công thức:

B, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng côn - trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài):

usb= usbh. usbx = 15.3 = 45

Số vòng quay của trục máy công tác là nlv :

nlv = = 31,85 vg/ph

Trong đó : v : vận tốc xích tải

D: Đường kính tang

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc:

nsbđc = nlv . usb = 31,85.14.3 = 1338 vg/ph

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 1500 vg/ph.

Động cơ được chọn phải thỏa mãn : Nđc Nct , nđc » nsb và

Ta có : Ntđ = 4,83 kW ; n sb = 1388 vg/ph ;

Theo bảng phụ lục P 1.1 ( trang 234 sách hệ dẫn động cơ khí ). Ta chọn được kiểu động cơ là : K132M4

Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :

Kết luận động cơ K132M4 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.

II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Ta đã biết usb = usbh.usbx. Tỷ số truyền chung

Chọn sơ bộ : ux = 3 Þ uhộp =

Trong đó : u­­nh : Tỉ số truyền cấp nhanh

uch : Tỉ số truyền cấp chậm

Chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng côn là : uch = 3,5

Chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng nghiêng : uch = 4

• ux = = 3,78

Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.

Tính công suất, mô men xoắn, số vòng quay trên các trục của hệ dẫn động.

Công suất, số vòng quay :

Nct =5,77 kW ; nlv =31,85 vg/ph.

NI =Nct . hk . hol =5,77.0,99. 0,99 =5,712 KW

nI = nđc =1445 vg/ph

NII =NI . hbr . hol =5,712. 0,97 . 0,99 = 5,485KW

nII = = 412 vg/ph

NIII =NII . hbr . hol =5,485. 0,97 . 0,99 = 5,267KW

nIII = = 103 vg/ph

Mô men xoắn trên các trục:

TI = 9,55. 106. N. mm.

TII = 9,55. 106. N.mm

TIII = 9,55. 106. N. mm.

Tlv = 9,55. 106. N. mm.

Trục Thông số	Trục động cơ	I		II		III		Làm việc
	Khớp		Unh = 3,5		Uch = 4		ux =3,78
N(kW)	5,5	5,712		5,485		5,267		5,77
n (vg/ph)	1445	1445		413		103		31,85
T(N.mm)	37751		127140		488348		1730094

Ta lập được bảng kết quả tính toán sau:

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH :

Vì trục III kéo 2 xích như nhau nên chỉ tính toán cho một xích

Các thông số ban đầu :

N= Kw

ux = 3,78

n3 =103 vg/ph

Chọn loại xích :

Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn

Xác định các thông số của xích và bộ truyền :

_ Chọn số răng đĩa nhỏ theo điều kiện :

Z1= 29 - 2.ux ³ 19 Þ Chọn Z1 = 25

Do đó số răng đĩa lớn là : Z2 = ux.Z1 = 3,78.25 = 95 < Zmax =120

Công suất tính toán :

Nt=N.kz.kn. .k

Trong đó : với Z1=25 ® Hệ số răng đĩa dẫn : kz= 25/Z1 = 1

với n01=200vg/ph ® Hệ số số vòng quay : kn=n01/n1=200/103 = 1,94

_Theo công thức (5.3) và bảng 5.6:

k = kđ.k0.ka.kđc.kb.kc

Trong đó:

k0=1 (đường nối tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một goc < 60)

ka=1( chọn a = 40t)

kđ=1,3( tải trọng va đập vừa )

kđc=1,25 ( không điều chỉnh được )

kc= 1,25 ( làm việc 2 ca)

kb=1,5 ( bôi trơn định kỳ )

Þ k = 1,3.1.1,25.1,25.1,5 = 3,05

Như vậy :

Nt = 2,633.1.1,94.3,05 = 15,58 kW

Theo bảng 5.5 với n01=200 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích

t = 31,75 mm , ký hiệu P31,75 – 88500 , thoả mản điều kiện bền mòn:

Nt < [N] = 19,3 kW

đồng thời theo bảng 5.8, t < tmax

_Khoảng các trục sơ bộ :

a = 40.t = 40.31,75 = 1270

Theo công thức 5.12 số mắt xích : X=

Lấy số mắt xích chẵn X = 144

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:

a =

a = 0,25.31,751284,76 mm

Để tránh căng xích rút bớt a đi một lượng : Da = 0,003a = 3,86 mm

Vậy lấy a = 1281 mm

_Số lần va đập của xích :

i = < [i] =25 (bảng 5.9)

Đường kính đĩa xích :

da1 = t[0,5 + cotg(p/Z1)] = 31,75.[ 0,5 + cotg(p/25)] = 267 mm

da2 = t[0,5 + cotg(p/Z2)] = 31,75[ 0,5 + cotg(p/75)] = 773 mm

df1 = d1- 2r = 253 –2.9,62 = 233,76 mm

df2 = 759 – 2.9,62 = 739,76 mm

với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm và d1 = 19,05mm (bảng 5.2)

_Lực tác dụng lên trục theo (5.20):

Fr = kx.Ft = kx.6.107.N/(Z1.n3.t)

(kx= 1,5 - đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 600)

Fr = 1,15.6.1072,633/(25.103.31,75) = 2222 N

II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn).

1.Chọn vật liệu.

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ¸ 240 có:

sb1 = 750 MPa ;sch 1 = 450 MPa. Chọn HB1 = 240 (HB)

Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192...240 có:

sb2 = 750 Mpa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 200 (HB)

2. Xác định ứng suất cho phép.

Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. SH =1,1.

: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

= 2.HB + 70 Þ s°H lim1 = 550 MPa; s°H lim2 = 470 MPa;

KHL= với mH = 6.

mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. Theo (6.5) :

NHO = 30. H ,do đó:

NHO1 = 30.2402,4 =1,5.107

NHO2 = 30.2002.4 = 1.107

NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

đó : KHL2 = 1

Mặt khác: NHE1 =u. NHE2 = 3,5.64.107 = 224.107 > NHO1=> KHL1 = 1

Þ[sH]1 = ; [sH]2=

Với bộ truyền bánh răng côn răng răng thẳng chọn [sH] là giá trị nhỏ trong hai giá trị trên:

Lấy [sH] = 427 MPa

Với bộ truyền bánh trụ răng răng nghiêng trị số [sH] được tính theo giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:

[sH]=1,18[sH]2=1,18.427 = 504 Mpa

Chọn [sH] = 463 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng

Bánh 1 : [sH1 ]Max = 2,8 . sch1 = 2,8 . 530 = 1484 Mpa

Bánh 2 : [sH2 ]Max = 2,8 . sch2 = 2,8 . 340 = 952 Mpa

Vậy ta chọn [sH ]Max = 952 MPa

Tra bảng : s°F lim = 1,8HB;

Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1)

s°F lim1 = 1,8.240 = 432 Mpa.

s°F lim2 = 1,8.200 = 360 Mpa.

KFL= với mF = 6.

mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

NFO = 4.vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

Sti= 41000 (giờ) là tổng thời gian làm việc của bộ truyền

Do đó : KFL2 = 1

Mặt khác: NFE1 = u. NFE2 = 3,5.51,4.107 = 179,9.107 Þ KFL1 = 1

Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được :

[sF] = s0FlimKFC.KFL/S­F

[sF1] = 432.1.1 / 1,75 = 247 MPa,

[sF2] = 360.1.1 / 1,75 = 206 MPa,

Ứng suất uốn cho phép khi qúa tải , theo ( 6.14) :

[sF]max = 0,8.sch

Bánh 1 : [sF1 ]Max = 0,8 . sch1 = 0,8 . 530 = 424 MPa

Bánh 2 : [sF2 ]Max = 0,8 . sch2 = 0,8 . 340 = 272 MPa

3. Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài :

Theo công thức (6.52a) :

Re =

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép KR = 0,5.Kd = 0,5.100 =50 MPa

Chọn Kbe = 0,25, theo bảng 6.21 , với:

Kbe.u/( 2 - Kbe) = 0,25.3,5/(2 – 0,25) = 0,5

Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 tra được KHb = 1,1

Do đó :

Re =

Xác định các thông số ăn khớp :

Số răng bánh nhỏ :

de1 = , tra bảng 6.22 được zp1 = 16

Với HB < 350 , z1 = 1,6.z1p = 1,6.16 = 26

Đường kính trung bình và mô đun trung bình :

dm1 = ( 1- 0,5.Kbe)de1 = (1- 0,5.0,25).70 = 61,25 mm

mtm=dm1/z1 = 61,25/26 = 2,35 mm

Mô đun vòng ngoài , theo (6.56) :

mte = mtm/(1- 0,5Kbe) = 2,35/(1- 0,5.0,25) = 2,68 mm

Theo bảng 6.8 lấy theo trị số tiêu chuẩn mte = 3 mm , do đó :

mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 3.(1- 0,5.0,25) = 2,625 mm

z1 = dm1/mtm = 61,25/2,625 = 23,33. Lấy z1 =23 răng

Số răng bánh lớn :

z2 = u.z1 = 3,5.23 = 80,5 . Lấy z2 = 81 răng

Tỷ số truyền thực là : um = z2/z1 = 81/23 = 3,52

Góc côn chia:

d1 = arctg(z1/z2) = arctg(23/81) = 15051’

d2 = 90 - d1 = 90 – 15,85 = 74,150 = 74049’

Theo bảng 6.20 ,với z1= 23 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0,4 , x2 = - 0,4

Đường kính trung bình của bánh nhỏ d m1 = z1.mtm =23.2,625 = 60,4 mm

Chiều dài côn ngoài :

Re = 0,5.mte 0,5.3 126 mm

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo (6.8)

sH = (1)

Với bánh răng bằng thép ZM =275 MPa1/3

Theo bảng 6.12 với xt = x1 + x2 = 0 , ZH = 1,76

Theo (6.59a) Ze =

trong đó theo (6.60) :

ea = 1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2) = 1,88 – 3,2(1/23 + 1/81) = 1,70

Theo (6.61) : KH = KHb.KHa.KHn

Với bánh răng côn thẳng KHa = 1

Vận tốc vòng :

v = p.dm1.n1/60.1000 = 3,14.60,37.1445/60.1000 = 4,56 m/s

Theo bảng (6.13) dùng cấp chính xác 7 . Theo (6.64) ta có:

nH =dH.g0.v.

Trong đó theo bảng (6.15) : dH =0,006 , theo bảng 6.16 tra được g0 = 47

Theo (6.63):

KHn =1+nH.b.dm1/(2.T1.KHb.KHa) = 1 + 11,32.31,5.60,4/(2.37751.1,1.1) = 1,26

trong đó b = Kbe.Re = 0,25.126 = 31,5 mm

Do đó KH = 1.1,1.1,26 = 1,38

Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có:

sH = MPa > [sH]

Như vậy sH >[sH] nhưng chênh lệch không nhiều , do đó có thể tăng chiều rộng vành răng : b = 31,5.( sH/[sH])2 = 31,5.(443/427)2 = 33,9 mm . Lấy b = 35 mm

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo ( 6.65)

sF1 =

Với Kbe = 35/126 = 0,27 , tỷ số :

Kbe.u/(2 – Kbe) = 0,27.3,52/( 2 – 0,27) = 0,55 , tra bảng 6.21 ta được KFb =1,12

Theo 6.64 :

Trong đó : dF = 0,016 bảng (6.15)

g0 = 47 bảng (6.16)

Þ

Do đó :

KFv = 1 + nF .b.dm1/(2.T1.KFb.KFa)

KFv = 1 + 30.35.60/(2.37751.1,12.1) = 1,74

Þ KF = 1.1,12.1,74 = 1,95

Với răng thẳng Yb =1

Với ea = 1,70 Þ Ye =1/1,70 = 0,58

Số răng tương đương :

ztđ1 = z1/cosd1 = 23/0,963 = 24

ztđ2 = z2/cosd2 = 81/0,262 = 309

Với x1 = 0,4 , x2 = - 0,4 tra bảng 6.18 ta được : YF1 = 3,50 , YF2 = 3,63

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.65) :

sF1 = MPa < [sF1]

sF2 = sF1 .YF2/YF1 = 63,78.3,63/3,5 = 66 MPa < [sF2]

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo .

6. Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo (6.48) ,với Kqt = 1,4 :

sHmax = sH. MPa < [sH]max

Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 63,78.1,4 = 89,29 MPa < [sF1]max

sF2max = sF2.Kqt = 66.1,4 = 92,4 MPa < [sF2]max

7. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn :

Chiều dài côn ngoài Re = 126 mm

Mô đun vòng ngoài mte = 3 mm

Chiều rộng vành răng b = 35 mm

Tỷ số truyền um= 3,52

Góc nghiêng của răng b = 0

Số răng bánh răng z1 =23 , z2 = 81

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 , x2 = - 0,4

Theo các công thức trong bảng 6.19 tính được :

Đường kính chia ngoài de1 = 69 mm , de2 = 243mm

Góc côn chia b1 =15051’ , b2 =74049’

Chiều cao răng ngoài he =6,6 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 4,1 mm , hae2 =1,9 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,5 mm , hfe2 = 4,7 mm

Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 77 mm , dae2 = 244 mm

2. Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng

1. Chọn vật liệu : Như đối với bánh răng côn .

2. Xác định sơ bộ khoảng các trục :

aw2 = Ka(u2+1)

Với: TII: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; TII = 126832 Nmm

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng .Theo bảng 6.5 : K a= 43

Hệ số Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt không đối xứng nên chọn yba = 0,3

Theo (6.16 sách hệ dẫn động cơ khí ) :

ybd = yba(u2+1)/ 2 = 0,3(4+1 )/ 2 = 0,75

Tra bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1) , ta có: KHb = 1,05

Lấy sơ bộ KH a= 1,1

Thay số ta định được khoảng cách trục :

aw2= 43.(4+1). 176 mm

Lấy aw2 = 180 mm

3. Các thông số ăn khớp:

_Mô đun pháp m = ( 0,01 ¸ 0,02 ) aw2 = 1,8¸ 3,6 mm

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5

_Chọn sơ bộ b = 100 => cosb = 0,9848

=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z3 = 2 aw2 . cosb/ m(u+1) =

= 2.180.0,9848/ 2,5.(4+1) = 28,36

Ta lấy Z3 = 28 răng

=> số răng bánh lớn (bánh 4) Z4 = u.Z3 = 4.28 = 112

Do vậy tỷ số truyền thực um = Z4/ Z3 = 112/28 = 4

Tính lại b : cosb = m ( Z3 + Z4 ) /( 2 aw2)

= 2,5.( 28+ 112 )/ 2. 180 = 0,9722

• b = 13032’

Đường kính vòng chia :

d3 = dw3 = m . Z3/ cosb = 2,5 . 28/ 0,9722 = 72 mm

d4 = dw4 = m . Z4/ cosb = 2,5 .112 / 0,9722 = 288 mm

Chiều rộng vành răng bw = yba . aw2 = 0,3. 180= 54 mm

Lấy bw = 55 mm

Hệ số trùng khớp dọc :

eb = bw . sinb / p.m = 55.0,2340/ 3,14 .2,5 = 1,64

thoả mãn điều kiện : eb > 1,1.

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH]

sH = ZM ZH Ze

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

- bw : Chiều rộng vành răng.

- dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động;

-TII = 126832 Nmm ; bw = 55 mm ;

ZM = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ;

• Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos13032’) »20o

tgbb = cos at.tgb = cos(20o).tg(13032’)= 0,23 Þ bb = 12057’

ZH = = = 1,74

ea = [1,88 – 3,2(1/z3 + 1/z4)]cosb

ea = [1,88 – 3,2(1/28 + 1/112)].0,9722 = 1,68

Ze = = 0,77

KH = KHb. KHVKHa ;

KHb = 1,05 (Tính ở trên);

Vận tốc bánh dẫn : v = m/s;

vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9

Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng : KHa = 1,13 ( bảng 6.14).

Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

dH =0,002

Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng go= 73

Theo công thức 6.42

KH = KHb . KHV . KHa = 1,05.1,02.1,13 = 1,21

Thay số : sH = 274.1,74.0,77. = 426 MPa

Như vậy sH < [sH] = 463 MPa

Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo .

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1)

sF3 = 2.TII KFYeYbYF3/( bwdw3.m)

Tính các hệ số :

Theo bảng 6.7 với ybd = 0,75 (sách TTTK... T1), ta có KFb = 1,12 (sơ đồ 5)

Với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách TTTK... T1) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37.

Tra bảng 6.16 chọn go= 73

Theo bảng 6.15 => dF =0,006

KF = .KFb.KFa.KFV = 1,12.1,37.1,05 = 1,61

Với ea = 1,68 Þ Ye = 1/ea = 1/1,68 = 0,60

b = 13032’ Þ Yb = 1 - b/1400 = 1 – 13°32’/1400 = 0,90

Số răng tương đương:

Ztđ3 = Z3/cos3b = 28 /(0,9722)3 = 30,47

Ztđ4 = Z4/cos3b = 112/(0,9722)3 = 121,88

Với Ztđ3 = 30,47 , Ztđ4 = 121,88 và hệ số dịch chỉnh x1 =0 , x2 = 0

tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có YF3= 3,8 , YF4= 3,60;

Ứng suất uốn :

sF3 = 2.126832.1,61.0,6.0,90.3,8 / (55.72.2,5) = 84,65 MPa;

sF4 = sF3 . YF4 / YF3 =84,65.3,60/3,8 = 80,19 MPa;

Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn

vì sF3 < [sF3] =252 MPa, sF4< [sF4] = 236,5 MPa;

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Kqt = Tmax/ T = 1,4.

sH4max = sH . MPa < [sH3]max = 1260 MPa;

sF3max = sF3. Kqt =84,65.1,4 = 118,51 MPa ;

sF4 max = sF4. Kqt =80,19. 1,4 = 112,26 MPa

vì sF3max < [sF3]max = 464 MPa, sF4max < [sF4]max = 360 MPa

nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.

Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.

6.Các thông số và kích thước của bộ truyền :

Khoảng các trục aw2 = 180 mm

Mô đun pháp m = 2,5

Chiều rộng vành răng bw = 55 mm

Tỷ số truyền um = 4

Góc nghiêng của răng b =13032’

Số răng bánh răng z3 = 28 , z4 = 112

Hệ số dịch chỉnh x3 = 0 , x4= 0

Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được :

Đường kính vòng chia d3 = 72 mm , d4 = 288 mm

Đường kính đinh răng da3 =77 mm , da4 = 293 mm

Đường kính đáy răng df3 =65,75 mm , df4 = 281,75 mm

¨ Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc:

.....................................................................................................

PHẦN V : BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP.

1.Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc:

Lấy mức cao nhất trong hộp giảm tốc ngập hết chiều rộng bánh răng côn lớn .

2. Bôi trơn ổ lăn :

Do vận tốc trượt nhỏ , nên ta dùng mỡ để bôi trơn , chọn loại mỡ T ,lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ .

3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :

Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45.

4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ

5.Điều chỉnh sự ăn khớp:

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn

PHẦN VI : TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP GIẢM TỐC :

1.Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .

2.Kết cấu bánh răng:

Chọn phương pháp rèn hoặc dập để chế tạo phôi bánh răng , vật liệu là thép C45

3.Kết cấu nắp ổ :

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ , vật liệu đúc là gang xám : GX15 - 32

3. Kết cấu ống lót :

ống lót dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và đIều chỉnh bộ phận ổ cũng như đIều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng côn , ống lót làm bằng gang GX15 – 32.

¨¨ Các kích thước cơ bản được trình bày ở bảng sau đây :

......................................................................................................