Đồ án Chi tiết máy

Tr­êng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi ĐỒ ÁN Chi tiết máy Nguyễn Văn TớiMỤC LỤC PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG I. CHỌN ĐỘNG CƠ II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ. PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). B. Tính toán bộ truyền cấp chậm(bánh trụ răng nghiêng). III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC . 1. THIẾT KẾ TRỤC Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc: Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian: Xác định đường kính của trục ra của hộp giảm tốc: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. 2. CHỌN KHỚP NỐI IV. CHỌN Ổ LĂN. 1 . Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc: 2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc 3 . Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: V.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP. VI.CHỌN CẤP CHÍNH XÁC,LẮP GHÉP,DUNG SAI PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG I.CHỌN ĐỘNG CƠ Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những ưu điểm sau: Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lưới điện sản xuất… Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thước và công suất phù hợp. Xác định công suất cần thiết của động cơ - Công suất cần thiết Pct : P ct = 7 ( KW ) - Hiệu suất hệ dẫn động h : -Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hđai.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr 19), ta được các hiệu suất: Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : hol= 0,99 ( ổ lăn được che kín), Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: hbr= 0,97 (bánh răng được che kín), Hiệu suất làm việc của khớp nối : hk= 1 Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : hđ = 0,95 (bộ truyền đai để hở) Þ Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền : h = (0,99)4. (0,97)2. 1. 0,95 = 0,86 - Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi : T mm =2 T 1 ; T 2 = 0.75 T 1 ; t1= 7 (h) ; t2 = 1(h); tck = 8(h); - Hệ số truyển đổi b : b = Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là : Pyc = B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc. *) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): usb= uh. uđ Trong đó : uđ là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Theo bảng 2.4[1] . - Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40) - Truyển động đai dẹt thường uđ = (2…4) chọn uh = 13 uđ = 2 usb =14.2 = 26 + Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = (v/ph) Trong đó : v : vận tốc băng tải, m/s D: Đường kính tang quay, mm + Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 53,476.26 = 1391 ( v/ph ) Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb = 1400 ( v/ph). Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện : Pđc Pyc nđc » nsb và Ta có : Pyc = 7,9( kw); nđb = 1400 (v/ph) ; Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 237 ). Ta chọn được kiểu động cơ là : 4A132M4Y3 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : Pđc = 11(kw); nđc = 1458 (v/ph); Kết luận : động cơ 4A132M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung : - Theo công thức (3.24)[1] ta có uc = uh.un= uh.uđ Chọn uđ = 2 Þ uh = ; Với : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh . u2 : Tỉ số truyền cấp chậm . Do đó theo bảng 3.1 (trang 43) ta có : u1 = 4; u2 = 3,41 . Tính lại giá trị uđ theo u1và u2 trong hộp giảm tốc uđ = Vậy : uh = 13,63 ; u1 = 4 ; u2 = 3,41 ; uđ =2 III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ. *) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn động. Công suất, số vòng quay : + Trục công tác Pct = 7 (kW) + Trục III : + Trục II : + Trục I : + Trục động cơ : nI = = 729(v/ph) nII = (v/ph) nIII = (v/ph) nct= nIII= 53,476 (v/ph) Mô men Ttđc = 9,55. 106. (N.mm). TI = 9,55. 106. (N.mm). TII = 9,55. 106. N.mm. TIII = 9,55. 106. N.mm. Trục công tác Tct= 9,55.106. Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Tỉ số truyền u ud=2 4 3,41 Khớp Số vòng quay n (v/ph) 1458 729 182,25 53,476 53,476 Công suất P (kw) 8,14 7,66 7,36 7,07 7 Momen xoắn T (N.mm) 53318 100347 T2/2=192834 1262594 1250093,5 PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI 1. Chọn đai. - Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc: Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2 ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt vải cao su. 2. Xác định thông số của bộ truyền - Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1= (5,2…6,4) =195,7…240,9 Chọn d1 =224 (mm) theo bảng 4.6[1]. - Chọn đường kính bánh đai lớn Theo công thức (4.2)[1] ta có Trong đó u= uđ =2 ; ồ =0,02 Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn : d2 = 475 mm Vậy tỷ số truyền thực tế : ut = = sai lệch tỷ số truyền : < 4 % thỏa mãn điều kiện - Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai. Theo 4.3 a =(1,5...2)(224 + 475) = 1048-1398 mm, chọn a = 1200 mm - Chiều dài đai l = 2a + p(d1+d2)/2 + (d2 - d1)2/(4a) = 2.1200 + p (224+475)/2 + (475 - 224)2/(4.1200) = 3511 mm Cộng thêm 100 - 400 tuỳ theo cách nối đai . Vận tốc đai v = p d1.nđc/60000 = p.224.1458/60000 = 17,09 (m/s) Số vòng chạy của đai i = v/l = 17,09/ 3,55 = 4,81 < imax = 3- 5 Thỏa mãn điều kiện Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6)[1] ta có : Theo (4.7) góc ôm >đối với đai vải cao su. 3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai Theo (4.9), Ft = 1000P1/ v = 1000.8,14/ 17,09 = 476,3 N Theo bảng 4.8 tỉ số ()max nên dùng là 1/40 do đó ; theo bảng 4.1 dùng loại đai Á-800 có lớp lót, trị số theo tiêu chuẩn là =6mm (với số lớp là 4). - Ưng suất có ích cho phép, theo (4.10) : 2,23.0,97.0,92.1=1,99MPa. Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng, chọn theo bảng 4.9, k1= 2,5, k2= 10, do đó Theo bảng 4.10 : Ca= 0,97 Theo bảng 4.11 : Cv= 0,92 Theo bảng 4.12 : C0= 1. - Theo công thức (4.8), b = Ft.Kd/ = 476,3.1,35/ (1,99.6) = 53,85 mm Trong đó theo bảng 4.7 : Kd= 1,35 ( số ca làm việc là 2) bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 63mm Chiều rộng bánh đai B tra bảng 21-6 [2] (trang 164) chọn B = 71 mm. 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục : Theo (4.12) lưc căng ban đầu Fo = Lực tác dụng lên trục bánh đai : Fr =2.Fo.sin(a1/2) = 2.680,4.sin(168,3/2) = 1353,7N 5, Bảng kết quả tính toán. Thông số Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 224 Đường kính bánh đai lớn d2(mm) 475 Chiều rộng bánh đai B(mm) 71 Chiều dài đai l (mm) 3511 Tiết diện đai b x d (mm2) 63 x 6 Khoảng cách trục a (mm) 1200 Góc ôm bánh đai nhỏ a1o 168,3o Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1353,7 II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). 1.Chọn vật liệu. - Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 7,66 (kW) cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB £ 350 Chọn vật liệu Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ¸ 285 có: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB) s <= 60 mm Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ¸ 240 (độ rắn bánh lớn thấp hơn bánh nhỏ để đảm bảo khả năng chạy mòn của răng ): sb2 = 750 MPa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) s <= 100 mm 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ; Chọn sơ bộ: ZRZVKxH = 1 Với SH là hệ số an toàn theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1 ZR Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc. ZV Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KXH Hệ số kể đến kích thước bánh răng. Þ Theo bảng 6.2 ta có: = 2.HB + 70 Þ s°H lim1 = 610 MPa; s°H lim2 = 530 MPa; Hệ số tuổi thọ KHL : KHL= với mH = 6 (bậc của đường cong mỏi). Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở: NHO = 30. H ; Þ; 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. Do đó KHL2 = 1, suy ra NHL1 > NHO1, do đó KHL1 = 1. Þ [sH]1 = MPa; [sH]2 = MPa; Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: (MPa). 3. Xác định ứng suất uốn cho phép. Trong đó: - [sFlim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. - SF = 1,75 tra bảng 6.2. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 Þ . Theo bảng 6.2 có s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép). Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có: Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1. Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). 4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw = 49,5 (u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) - Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng.(bảng 6.6) - KHb là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Ở đây ta đã có: - T1 = 100347 (N.mm); u1 = 4; yba = 0,3 và [sH] = 481,8 (MPa) -Yd = 0,53.Yba.(u+1) = 0,53.0,3.(4+1) = 0,795 » 0,8 Tra Bảng 6.7[1] ta xác định được KHb = 1,03 (Sơ đồ 6). Thay số vào công thức xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw: aw = 49,5.(4+1). (mm) Vậy ta chọn sơ bộ aw = 182 (mm). 5. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun : m = (0,01 ¸ 0,02). aw1 = (0,01 ¸ 0,02).182 = 1,82 ¸ 3,64. Chọn môđun m = 2,5 * Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1và Z2 ta có : chọn Z1 = 29 răng. Þ Z2 = u1 Z1 = 4.29 = 116 (răng). Vậy Zt = Z1 + Z2 = 29 + 116 = 145 ; - tính lại khảng cách trục aw= m.Zt/2= 2,5.145/2 = 181,25 mm Lấy aw = 182, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 181,25 lên 182 mm. Hệ số dịch tâm y=aw/m - 0,5(Z1+Z2) =182/2,5 - 0,5.145 = 0,3 Theo (6.23) ky= 1000y/Zt = 1000.0,3/145 = 2,069 Theo bảng 6.10a tra được kx= 0,033, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng Dy = kxZt/1000 = 0,033.145/1000= 0,005 Theo (6.25), tổng hệ số dịch chỉnh xt = y+ Dy= 0,3+ 0,005 =0,31. x1=0,5[xt - (Z2- Z1)y/Zt] = 0,5[0,31 - (116 - 29).0,3/145]= 0,07 x2= xt - x1 = 0,24 - góc ăn khớp cosatw = Ztmcosa/(2aw)= 145.2,5.cos20o/(2.182)= 0,935Þ atw = 20,64o. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] sH = ZM ZH Ze ; Trong đó: T1=100347 Nmm; bw = Yba.aw = 0,3.182 = 54,6 mm, chiều rộng bánh răng u1 = 4; dw1 = 2aw/(u1+1) = 72,8 mm; ZM = 274 Mpa1/3 (tra bảng 65 trang 96) Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu. ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12 với (x1+x2)/zt = 0.002 Þ ZH= 1,72. Ze = . ea=KH = KHb.KHVKHa .Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KHb = 1,03 ; KHa = 1(bánh răng thẳng). Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ; Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được : KHV =1+ Trong đó =0,004 (HB2 < 350HB, dạng răng thẳng, không vát đầu răng) go = 56, tra bảng 6.16 Þ = 0,006.56.2,786,3 Þ KHV = 1+ = 1,12 KH = 1,03.1,12.1 = 1,15 Thay số : sH = 274.1,72.0,76.= 357,6 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,78 (m/s) < 5 (m/s) Zv = 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 là Ra = 2,5 ... 1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm Þ KxH = 1. Þ [sH] = [sH]. ZRZVKxH. [sH] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 MPa. Do sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo 6.43 ta có: sF 1 = Yêu cầu sF1 [sF1] ; sF2 [sF2] Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,07 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 8 thì KFa = 1,27; KFV = 1,02 bảng phụ lục P2.3 trang 250. KF = KFb.KFa.KFV = 1,07.1,27.1,02 = 1,386 Với ea = 1,742 Þ Ye = 1/ea = = 0,574; Yb = 1; Số răng tương đương: ZV1 = = 29 ZV2 = = 116 Tra bảng 6.18 trang 109 ,hệ số dịch chỉnh x1= 0,07, x2= 0,24 thì YF1 = 3,72, YF2 = 3,56. Þ sF 1 = = 59,77 MPa sF2 = sF1.YF2/YF1 = 59,77.3,56/3,72 = 57,2 MPa. Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau : [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 2,5 Þ YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) » 1,02. Còn YR = 1 và KxF = 1: Þ [sF1] = [sF1].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa. Þ [sF2] = [sF2].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa. Như vậy sF 1< [sF 1] ; sF 2< [sF 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Ứng suất quá tải cho phép : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8. 580 = 464 Mpa. [sF2]max = 0,8 sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Kqt=Tmax/T=2,2 sH1max = sH . MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt =57,3 . 2,2 = 126,1Mpa. sF2max = sF2. Kqt = 59,3. 2,2 = 130,5 MPa vì sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nên răng thoả mãn Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. ¨ Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng) : Mô đun : m = 2,5 Khoảng cách trục : aw = 182mm Chiều rộng vành răng : bw = 54,6 mm Đường kính vòng chia : d1 = mm. d2 = ; Đường kính lăn : dw1 = 2.aw1 / (u1 + 1) = 2.182 / 5 = 72,8mm, dw2 = u2. dw1 = 3,41. 72,8 =248,2 mm; Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,07; x2 = 0,24 Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2(1+ x1 - Dy)m =72,5+ 2(1 + 0,07 - 0,005).2,5 = 77,8 mm, da2 = d2 + 2(1+x2 - Dy)m =290 + 2(1+0,24 - 0,005).2,5 =296,2 mm, Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m = 72,5- (2,5 - 2.0,07).2,5 = 66,6 mm, df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 290 - (2,5 - 2.0,24).2,5 = 284,95 mm Góc prôfin gốc a = 20o Góc ăn khớp : atw = 20,6o B.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng). 1.Chọn vật liệu. Tương tự như đối với cặp bánh răng thẳng ta chọn vật liệu như sau : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ¸ 285 có: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 Mpa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất tiếp xúc 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; = 1,8 . 270 = 486 MPa s°H lim2 = 1,8 . 230 = 414 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. NHO = 30. H ; HHB : độ rắn Brinen. 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. Ta có : (MPa) (MPa). Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên : = 409,1MPa < 1,25 3. Xác định ứng suất uốn cho phép. Trong đó: - [sFlim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. - SF = 1,75 tra bảng 6.2. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 Þ . Theo bảng 6.2 có s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép). Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có: Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1. Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). Ứng suất quá tải cho phép: [sH]max = 2,8 . sch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa. [sF]1max = 0,8 . sch1 = 0,8 . 580 = 464 Mpa. [sF]2max = 0,8 . sch2 = 0,8 . 450 = 360 Mpa. 4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T’ 2 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động( trục 2), N.mm ; Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; Ka = 43 (bảng 6.5) Hệ số Yba = bw/aw; tra bảng 6.6 - u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét, u2 = 3,41 - T’2 = T2/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm). Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta được KHb = 1,12 [sH]=409,1 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 43.(3,41+1). mm Chọn aw1 = 202 mm 4. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun : m = (0,01 ¸ 0,02). aw2 = 2,02 ¸ 4,04 . Chọn m = 2,5 * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 ¸ 40o. Vậy chọn sơ bộ b = 35o Þ cos b = 0,8191 khi đó ta có: . Chọn Z1 = 30 (răng). Z2 = u2.Z1 = 3,41.30 = 102,3(răng). chọn Z2 = 102 Þ Zt = Z1 + Z2 = 30 + 102= 132. Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: b = arccos[(m.Zt)/(2.aw)] = arccos[(2,5.132/(2.202)] = 35,20. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH £ [sH] = 409,1 (MPa). Do 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 tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV.KHa - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T’2 = T2/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). - bw = 0,36.aw = 0,32.202 = 64,6 mm . - dw1 = 2.aw/(u2+1) = 2.202/(3,41+1) = 91,6(mm). - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép, tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). - , trong đó at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg20/cos35,2) » 24,0 (không dịch chỉnh bánh răng) tgbb= cosat.tgb = cos(24).tg(35,2) = 0,644 Þ bb = 32,8o. - Ze = Vì ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb = [1,88 – 3,2 (1/30 +1/102 )].cos35,2o =1,43 Vận tốc bánh dẫn : v = ; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9, bảng 6.14 (Trang 107) ta xác định được : KHa = 1,13. KHV =1+ Trong đó =0,002 (HB2 < 350HB, dạng răng nghiêng) go = 73, tra bảng 6.16. Þ = 0,002.73.0,87.0,977 Þ KHV = 1+ = 1,01 KH = KHb.KHV.KHa = 1,12.1,13.1,01 = 1,28 Thay số : sH = 274.1,5.0,836.= 372,9 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0, 84 m/s Þ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5¸ 1,25 mm. Do đó ZR = 0,95 với da< 700mm Þ KxH = 1. mà [sH] = 409,1.1.0,95.1 = 388,65MPa. Do đó sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo 6.43 ta có: sF 1 = Yêu cầu sF1 [sF1] ; sF2 [sF2] Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,28 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37; KFV = 1,04 bảng phụ lục P2.3 trang 250. KF = KFb.KFa.KFV = 1,28.1,37.1,04 = 1,824 Với ea = 1,43 Þ Ye = 1/ea = = 0,7; Yb = 1 - bo/140 = 1- 35,2o/140 = 0,748; Số răng tương đương: ZV1 = = 54,98 ZV2 = = 186,9 Tra bảng 6.18 trang 109, hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 thì YF1 = 3,63, YF2 = 3,60. Þ sF 1 = = 90,38 MPa sF2 = sF1.YF2/YF1 = 90,38.3,60/3,63 = 89,6 MPa. Do ứng suất uốn thực tế b