Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển

LỜI NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. 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 đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn,phương án cố định các bánh răng và ổ dễ thực hiện ,dễ điều chỉnh sự ăn khớp của các cặp bánh răng.Nhưng bên cạnh đó,bánh răng phân bố không đối xứng so với gối đỡ trục làm tang sự tập trung tải trọng trên một phần răng,tải trọng phân bố không đều trên hai ổ trục nên hộp giảm tốc thường lớn Bộ truyền ngoài là đai thang. Vì vậy hộp giảm tốc này được dùng ở nơi khô ráo, vận tốc tương đối cao. Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu 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 các đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn qúy thầy cô. Đà Nẵng, ngày 3 tháng 5 năm 2006 Sinh viên thực hiện:Hoàng Ngọc Ước PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện: - Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép. - Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn. Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động. Do chế độ tải trọng là thay đổi ít và rung động nhẹ. Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào: Các số liệu đã cho: Tải trọng P = 4070 N Vận tốc băng tải V = 1,35 m/s. Đường kính tang D = 750 mm Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải _ là hiệu suất truyền dộng. Trong đó: Nlv = (Kw) (1.1) Ta chọn: là hiệu suất bộ truyền đai là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ) là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) là hiệu suất khớp nối. Ta được: Kw Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > Nlv. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có: Công suất động cơ Nđm = 5,5 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 vòng/phút Hiệu suất động cơ hđm = 88% Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg. Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động. Kiểm tra mômen khởi động của động cơ: Ta có: . Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ. Mà ta có . Þ Mmm>Mqt. Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc. II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. II-1 Tỷ số truyền. Tý số truyền động chung: i = nđm/nt. Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động. m/s (1.2) Þ nt= vòng/phút Vậy i = Ta có: i = ing.it = ing.in.ic Trong đó: ing tỷ số truyền của bộ truyền đai it tỷ số truyền của hộp giảm tốc in tỷ số truyền cấp nhanh ic tỷ số truyền cấp chậm. Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối it cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc: - Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất - Điều kiện bôi trơn tốt nhất Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai trien có cấp nhanh phân đôi để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2 » R4), ta phân phối in » (1,2 :1.3)ic. . Chọn: ic =3,3 Þ in = 4,25 Þ ing = iđ = i/(in.ic) = 2,9 II.2.Công suất trên các trục Bảng hệ thống các số liệu tính được: Trục Thông số Trục động cơ I II III i Id=2,9 In =4,25 Ic=3,3ic=3,3 N(Kw) 4,85 4,6 4,44 4,28 n(vòng/phút) 14500 500 117,5 35,6 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. PHẦN II:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI. I.1. Chọn loại đai. Truyền động đai được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm, an toàn khi quá tải. Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định. Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền iđ = ing = 2,9. Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 5,5 Kw. Số vòng quay trục dẫn n = nđc =1450 vòng/phút. Kiểu truyền động thường. I.1.Chọn loại đai. Giả thiết vận tốc của đai v> 5m/s. với công suất động cơ 5,5 Kw ta có thể sử dụng đai loại  hoặc A. Ơ đây ta tính toán cho cả hai loại và chọn ra loại thích hợp hơn Theo bảng 5-11: Đai Ký hiệu  A A h0 a0 h F(mm2) 17 4,1 14 10,5 138 13 2,8 11 8 81 Loại A  I.2.Định đường kính bánh đai. Theo bảng 5-14: D1 110mm 160mm Vận tốc của đai:(m/s) (2.1) 8,35m/s 12,1m/s Ta có v < vmax = (30 ÷ 35) m/s Þ Vận tốc đai thoả mãn. Đường kính bánh đai lớn: (2.2) x là hệ số trượt của đai. Với đai thang x = 0,02 Þ D2 = 2.9(1-0,02).D1 (mm). 312mm 454mm Đường kính bánh đai lớn D2 chọn theo tiêu chuẩn bảng 5-15: 320mm 450mm Số vòng quay thực của trục bị dẫn: (2.3) 488,5v/p 505,3v/p Mà n2 = n1 /iđ = 500 (v/p) Þ sai số 2,3% 1,1% Tỷ số truyền thực tế: i’đ = 2,968 2,87 I.3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục: Theo bảng 5-16 chọn A = D2 (mm) 320mm 450mm Kiểm tra điều kiện: 0,55(D1+D2)+h £ A £ 2(D1+D2) (2.4) I.4.Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A: Theo khoảng cách trục A sơ bộ ta xác định được L (2.5) Đai  : Đai A: Theo bảng 5-12. Lấy L theo tiêu chuẩn 1400mm 1900mm Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1 giây: u = v/L (2.6) 5,83 6,36(m/s) u < umax = 10 Þ thỏa mãn. Khoảng cách trục A được xác định chính xác theo L tiêu chuẩn: (2.7) Đai A: Đa  : Kiểm tra điều kiện của khoảng cách trục A.Đk(2.4) 0,55(D1 + D2) + h £ A £ 2(D1 + D2) Þ thỏa mãn. Khoảng cách nhỏ nhất để mắc đai: Amin= A - 0,015.L mm (2.8) 357mm 421,5mm Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: Amax= A + 0,03.L mm (2.9) 422mm 507mm. Vậy bánh đai có thể dịch chỉnh khoảng cách trục từ Amin đến Amax. I.5.Kiểm nghiệm góc ôm: (2.10) 1480 143,20 Thỏa mãn: a1 > 120o. I.6.Xác định số đai cần thiết: Gọi Z là số đai cần thiết. (2.11) Trong đó:F_tiết diện đai v_ vận tốc đai Chọn ứng suất căng ban đầu so =1,5N/mm2. [sp]_ứng suất có ích cho phép Theo bảng 5-17 ta có được [sp] N/mm2 1,814 1.87 Theo bảng 5-6:Ct-Hệ số xét đến chế độ ảnh hưởng của chế độ tải trọng 0 7 0,7 Theo bảng 5-18:Ca-Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. 0,92 0,9 Theo bảng 5-19: Cv-Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. 1,02 1 Đai Â: 6,6 2,8 Đai A: Số đai cần chọn: 7(loại) 3(chọn) Vậy ta chọn đai loại  , với :Z=3 D1 = 160mm ; D2 = 450mm ; A=426mm;L=1900mm I.7.Định kích thước chủ yếu của bánh đai: Kích thước rãnh bánh đai theo bảng 10-3: t = 20mm S = 12,5mm ho = 5mm e = 16mm Chiều rộng bánh đai: B = (Z - 1).t + 2.S mm (2.12) B = (3-1).20 + 2. 12,5 = 65mm Đường kính ngoài của bánh đai: Dn1= D1+ 2ho mm= 160+2.5= 170mm (2.13) Dn2= D2+ 2ho mm = 450+ 2.5= 460mm (2.14) Dn2 Đường kính trong của bánh đai: Dt1= Dn1- 2e mm = 170-2.16= 138mm (2.15) Dt2= Dn2- 2e mm = 460-2.16= 428 (2.16) I.8.Xác đinh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu đối với đai: So= so.F = 1,5.138= 207(N) (2.17) Lực tác dụng lên trục: R = 3So.Z.sin(a1/2) = 3.207.3.sin(1450/2) = 1777(N). (2.18) Kết luận: _Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại  vì có số dây đai không quá nhiều , bảo đảm cho các đai làm việc gần đều nhau. Và đồng thời bánh đai cũng không quá lớn. _Kết quả tính toán có thể chấp nhận được. PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. III.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Đối với hộp giảm tốc hai cấp khai triển. Cấp nhanh là bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau: Do sự phân bố của bánh răng là không đối xứng so với gối đỡ trục làm tăng sự phân bố tải trọng trên một phần của răng dễ gây ra các dạng hỏng khi bộ truyền lam việc III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có : sk1= 600 N/mm2 ; sch1= 450 N/mm2 ; [s]Notx1 =2,6.HB= 520N/mm2; HB = 200. Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi <100 mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sb=500 N/mm2 ; sch= 260 N/mm2 ; [s]Notx2 =442N/mm2; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh Ntđ2= 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1) Trong đó: Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể mômen quá tải) u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. ÞNtđ2=60.1.(7+3/12).285.16.117,5.[13.1/2 + (0,6)3.1/2]= 141,7.106 > No với N0_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. Thường N0=107. Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ1= Ntd.id = .141,7.4,25= 602,2.106> No Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1. Theo bảng 3-9: [s]Notx= 2,6.HB [s]tx = [s]Notx. k’N với k’ N=1 [s]tx1= 520 N/mm2 [s]tx2= 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)mni.Ti (3.2) Các thông số như trên. m_ bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6. Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là: Ntđ2= 60.1.7,25.285.16.117,5.[16.0,5 + (0,6)6.0,5]= 121,97.106 Ntđ1= 4,25. 121,97.106= 518,4.106. Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No . Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N0=5.106 . Do đó k’’N =_hệ số chu kỳ ứng suất uốn k’’N1=0,466 k’’N2=0,587 [s]u= (3.3) do răng làm việc một mặt Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1= 0,43. sk = 0,43.600=258N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1= 0,43.500 = 215 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1= = 66,1 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2= = 70,1 N/mm2. III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k.Có thể chọn sơ bộ k = 1,3 III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:Chọn yA= b/A = 0,3 III.1.5.Xác định khoảng cách trục: (3.4) q’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn q’= 1,25. k_ hệ số tải trọng , n2=117,5(v/p), stx2=442N/mm2 Lấy A1 = 180 mm. III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.5) V<5(m/s),Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9. III.1.7.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 (3.6) ktt- hệ số tập trung tải trọng kđ- hệ số tải trọng động. Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,3.180 = 54 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: do đó: yd= b/d1= 0,79 Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,22. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,11 Giả sử: (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,2. Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,11.1,2=1,33 ksơbộ=1,3 sai số ek=(không cần tính lại A) Như vậy lấy A = Asơbộ=180 mm III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,1:0,2)A Theo bảng 3-1 chọn : mn= 3 Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 15o Số răng của bánh nhỏ: (3-8) Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i = 22.4,25 = 94. Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = (3.10) Vậy b = 14o13’. Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b >= 54 mm chọn b1=60mm. b2 =55mm. Kiểm tra điều kiện (3.7) :b1> thoả mản III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b.(3.11) Bánh nhỏ: Ztđ1 =22/(0,9666)3 = 24 Bánh lớn: Ztđ2 =94/(0,96855)3= 104 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,428, y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng. Đối với bánh răng nhỏ: (3.12) vậy < [s]u1=66 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 (3.13) Þsu2 = 31,1.0,428/0,517=25,7N/mm2 < [s]u2 = 70,1 N/mm2. III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Tính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt=2,5[s]Notx.(3.14) Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Tính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt =0,8.sch.(3.15) Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiểm tra sức bền tiếp xúc: (3.16) ; kqt=1,4. Þ Þstxqt2= stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. stxqt2<1105 N/mm2 Þ thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: stxqt1 = 31.1.1,4 = 43,54 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: stxqt2 = 25,7.1,4 = 35,98N/mm2 < [s]uqt2. III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Modun pháp: mn= 3mm Số răng: Z1 = 22 ; Z2 = 94 Góc ăn khớp: an = 20o Góc nghiêng: b = 14013’ Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.3=6,75mm Chiều cao đầu răng : hd=mn=3mm Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.3=0,75mm Khoảng cách trục: A = 180 mm. Bề rộng bánh răng: b1 = 60 mm.b2=55 Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cosb (3.17) Þ dc1= 3.22/cos14,21= 68mm ; Þ dc2= 3.94/cos14,21 = 290mm Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn Þ de1= 68+2.3=74 mm. Þ de2 = 290+ 2.3 = 296 mm. Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c (c=0,25mn) Þ di1= 68-6-1,5=60,5 mm. di2 = 290 - 6 - 1,5= 282,5 mm. Khoảng cách trục A=179(mm) III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Tính lực vòng: (3.18) Lực hướng tâm: (3.19) Lực dọc trục: Pa = P.tgb = 682 N. III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM: III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện sbk3 =800 N/mm2 ; sch3 = 400 N/mm2 ; HB = 220. sNotx3=572N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (90¸120) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 45 thường hóa có: sbk4 = 580 N/mm2 ; sch4 = 290 N/mm2 ; HB = 210. sNotx4=546 N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20) Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn: Ntđ2 = 43,42.106 >107 Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ: Ntđ4 = Ntđ1.c =43,42.3,3.106 =143,35.106 k’N = 1 cho cả 2 bánh răng Þ [s]tx = [s]Notx. k’ = 2,6.HB Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx4 = 546 N/mm2 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[s]tx3 = 572N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [s]tx4 = 546 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ3 = Ntđ2= 37,37.106 Þ Ntđ4 = Ntđ.ic = 37,37.3,3.106=123,31.106 Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó Do đó k’’N =_hệ số chu kỳ ứng suất uốn, K”N1=0,586; K”N2=0,715 [s]u = do răng tải một mặt. Giới hạn mỏi uốn của thép 45 tôi cải thiện: s-1 = 0,43.800 = 344 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 45 thường hoá: s-1 = 0,43.580 = 249,4 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1 = = 112 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2 = = 99,06 N/mm2. III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọn sơ bộ k = 1,3. III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Chọn yA= b/A = 0,4 III.1.5.Xác định khoảng cách trục: (3.4) q’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn q’= 1,25. k_ hệ số tải trọng,n2=35,6(v/p), stx2=546N/mm2 Lấy A1 = 205 mm. III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.5) V<5(m/s),Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9. III.1.7.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.(3.6) ktt- hệ số tập trung tải trọng kđ- hệ số tải trọng động. Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,4.205 = 82 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d3=2.A/(i+1) =95.3 do đó: yd= b/d3= 0,86 Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,24 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,12 Giả sử: (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,2. Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,12.1,2=1,344 ksơbộ=1,3 sai số ek=(không cần tính lại A) Như vậy lấy A = Asơbộ=205 mm III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = mm Theo bảng 3-1 chọn mn= 3 Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 15o Số răng của bánh nhỏ: (3-8) Như vậy lấy Z1=31 Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i =3,3.31 = 102 Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = (3.10) Vậy b = 13o18’. Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b >= 82 mm chọn b1=90mm. b2 =85mm. kiểm tra điều kiện (3.7) :b1> thoả mản III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b.(3.11) Bánh nhỏ: Ztđ1 =31/(0,9731)3 = 33,6 Bánh lớn: Ztđ2 =102/(0,9731)3= 110,6 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,451 y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng. Đối với bánh răng nhỏ: (3.12) vậy < [s]u1=112 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 (3.13) Þsu2 = 56,9.0,451/0,517=45,67N/mm2 < [s]u2 = 99,06 N/mm2. III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Tính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt=2,5[s]Notx.(3.14) Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.572 = 1430 N/mm2 Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.546 = 1365 N/mm2 Tính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt =0,8.sch.(3.15) Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.400 = 320 N/mm2 Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.290 = 232 N/mm2 Kiểm tra sức bền tiếp xúc: (3.16) Þ Þstxqt2= stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. stxqt2<1105 N/mm2 Þ thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: stxqt1 = 56,9.1,4 = 79,66 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: stxqt2 = 45,67.1,4 = 63,9 N/mm2 < [s]uqt2. III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Modun pháp: mn= 3mm Số răng: Z1 = 31 ; Z2 = 102 Góc ăn khớp: an = 20o Góc nghiêng: b = 13018’ Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.3=6,75mm Chiều cao đầu răng : hd=mn=3mm Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.3=0,75mm Khoảng cách trục: A = 205 mm. Bề rộng bánh răng: b1 = 90 mm.b2=85 Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cosb (3.17) Þ dc1= 3.31/cos13,30= 95,5mm ; Þ dc2= 3.102/cos13,30 = 314,5mm Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn Þ de1= 95,5+2.3=101,5 mm. Þ de2 = 314,5+ 2.3 = 320,5 mm. Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c (c=0,25mn) Þ di1= 95,5-6-1,5=88 mm. di2 = 314,5 - 6 - 1,5= 307 mm. III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Tính lực vòng: (3.18) Lực hướng tâm: (3.19) Lực dọc trục: Pa = P.tgb = 1796 N. Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. A: THIẾT KẾ TRỤC. IV.A.1. Chọn vật liệu: Trục phải đảm bảo các yêu cầu: Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể gia công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn. Chọn thép 45, tôi cải tiến. HB=200; sk=600N/mm2; sch=300N/mm2; sNotx=520N/mm2. I