Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục -Bánh răng nghiêng

Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy. Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này! SVTH: Đặng Danh Huân Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 2 Trường ĐHKT-KTCN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG 1.Động cơ điện 2. Bộ truyền đai thang 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục 4. Nối trục đàn hồi 5. Xích tải Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải: F = 5000N Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27 Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm Thời gian phục vụ: L = 24000 (h) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T 1 = T; T 2 = 0,9T; T 3 = 0,75T t 1 = 15s ; t 2 = 48s ; t 3 = 12s Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 3 Trường ĐHKT-KTCN MỤC LỤC PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ........................................ PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ....................... 1. Chọn động cơ .................................................................................................. 2. Phân phối tỉ số truyền ..................................................................................... PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1. Chọn dạng đai ..................................................................................................... 2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ ............................................................................ 3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn ............................................................................. 4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l ................................................. 5. Tính góc ôm đai nhỏ ........................................................................................... 6. Tính số đai z ...................................................................................................... 7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai ........................................................................ 8. Lực tác dụng lên trục F r và lực căng ban đầu F o ................................................. 9. Đánh giá đai ...................................................................................................... 10. Tuổi thọ đai ...................................................................................................... PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1. Tính toán cấp chậm ............................................................................................... 2. tính toán cấp nhanh ............................................................................................... PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN .............................. 1. Thiết kế trục ...................................................................................................... 2. Tính then ...................................................................................................... PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC ................................................. 1. Chọn ổ lăn ...................................................................................................... 2. Khớp nối trục ...................................................................................................... PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ..................................................................................... 2.Các chi tiết phụ ................................................................................................... 3. Dung sai lắp ghép................................................................................................ PHẦN VIII : XÍCH TẢI ............................................................................................ Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 4 Trường ĐHKT-KTCN PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 5 Trường ĐHKT-KTCN Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. 1. Chọn động cơ 1.1. Xác định tải trọng tương đương Gọi : P là công suất trên xích tải.  là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động t P là công suất tinh toán tren trục máy công tác Ta có :  t ct P P  (kW) Theo (2.8)TL1 Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi ) = 321 3 2 32 2 22 2 1 ... ttt tPtPtP   Theo (.12 & 2.13)L1 Với: 31 2 1 ; 0,9 0,75 TT T T T T    => PP  1 PP 9,0 2  PP 75,0 3  Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW) Thay số vào ta đƣợc:kn = 321 3 2 32 2 22 2 1 ... ttt tPtPtP   = 2,57 (KW) 1.2. Xác định công suất cần thiết Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3  1 Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): 96.0 d  - Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) : 98.0 br  Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 6 Trường ĐHKT-KTCN - Hiệu suất của cặp ổ lăn: 0,99 ol η = 5 - Hiệu suất của khớp nối trục: 99.0 kn  - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η : knolbrd  ... 52 = 99,0.995,0.98,0.96.0 52 = 0,89 Công suất cần thiết: = 89,2 89.0 57,2  (KW) Số vòng quay của xích tải khi làm việc: 50 4,25.27 5715,0.60000 . .60000  pz v n lv vòng/phút Theo (2.17) TL1 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: tlvsb unn . Theo (2.18) TL1 Theo bảng 2.4TL1 ta có : - Bộ truyền đai = 4 - Bộ truyền bánh răng = 14 Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là: brdt uuu . = 4.14 = 56 Vậy 280056.50  sb n (v/ph) Với những ĐK : dn kmm sbdb ctdc T T T T nn pP    Theo bảng (P.1.3 Tl1) Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 2838 (vòng/phút) (2p = 2 ) Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo) Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 7 Trường ĐHKT-KTCN Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay  % k dn T T cos  4A90L2Y3 3 KW 2838 84,5 2,2 0,88 2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1 76,56 50 2838  lv dc t n n u Mà u t = u d .u h Với u d là tỉ số truyền của đai u h là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Chọn 4 d u , 19,14 4 76,56  d t h u u u u h = u 1 .u 2 ( u 1 ,u 2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm) Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u 1 theo công thức: u 1 = 2 3 a1 2 3 a1 1 ba h h b ba h b u u u       Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM) giá trị 2 a1 ba b   thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5 suy ra u 1 = 187,4 15,1.19,14 5,1.19,1419,14 3 3    ; u 2 = 14,19 / 4,187 = 3,389 Công suất trên các trục: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 8 Trường ĐHKT-KTCN )(609,2 99,0.995,0 57,2 . 3 KW P P knol td   )(676,2 98,0.995,0 609,2 . 3 2 KW P P brol   )(744,2 98,0.995,0 676,2 . 2 1 KW P P brol   )(873,2 96,0.995,0 744,2 . 1 KW P P dol dc   Số vòng quay trên các trục: )/(50 389,3 453,169 )/(453,169 187,4 5,709 )/(5,709 4 2838 2 2 3 1 1 2 1 phvg u n n phvg u n n phvg u n n d dc    Mômen xoắn trên các trục: Ta có : ).(10095 2838 3 .10.55,9 .10.55,9 6 6 mmNT n P T dc i i i   Tƣơng tự 1 T = 36934,7 (N.mm) 2 T = 150813,4 (N.mm) 3 T = 498319 (N.mm) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 9 Trường ĐHKT-KTCN Bảng thông số Trục Thông số Động cơ I II III Tỷ số truyền 4 4,187 3,389 Công suất (kW) 2,873 2,744 2,676 2,609 Số vòng quay (vg/ph) 2838 709,5 169,453 50 Mômen T (Nmm) 10095 36934,7 150813,4 498319 Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang. 1. Chọn dạng đai: Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai: )/(2838 phvn dc  4 )(3   d dc u KWP Theo sơ đồ hình 4.2[TL1] ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau: (L = 560 - 4000, d 1 = 100 - 200) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 10 Trường ĐHKT-KTCN Thông số cơ bản của bánh đai Loại đai Kích thƣớc mặt cắt, (mm) Diện tích A 1 (mm 2 ) b t b H y 0 Thang, A 11 13 8 2,8 81 2. Tính đường kính bánh đai nhỏ 3 3 11 10095)4,6...2,5().4,6....2,5(  Td Theo 4.1 TL1 Với 1 d = (102,4 …128,3) Theo tiêu chuẩn chọn 1 125d mm= Vận tốc dài của đai: )/(56,18 60000 1 1 sm nd v   Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: max 25 /v m s= 3. Đường kính bánh đai lớn Đƣờng kính bánh đai lớn 2 1 . (1 ) d d u d ξ= - Theo 4.2 TL1 )(6,507)015,01/(4.125 mm (Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó  là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng  = 0,01  0,02 ta chon 0,015ξ = ) Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn 2 500d mm= -Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 11 Trường ĐHKT-KTCN 2 1 500 4 125 ttd d u d = = = = u d Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn. 4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l 4.1 Chọn khoảng cách trục a .     1 2 1 2 2 0,55d d a d d h     Theo 4.14 TL1    2 125 500 0,55 125 500 8a     (h chiều cao tiết diện đai) 125075,351  a Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95) 4.2 Chiều dài đai L 1 2 2 1 ( ) 2. 2 4 d d d d L a π a + - = + + 4.4[TL1] )(2005 475.4 )125500( 2 )125500(14,3 475.2 2 mm     Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm) Xác định lại khoảng cách trục a 4 8 22    a 4.5a[1] Với 1018 2 )( 21    dd L  2 1 500 125 187,5 2 2 d d mm       )(4758,4714/)5,187.810181018( 22 mma  Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa 5. Tính góc ôm đai nhỏ Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa Theo 4.7 TL1 0 12 00 1 135/)(57180  add Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 12 Trường ĐHKT-KTCN Vì 1 min 120 oα α> = thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn. 6. Tính số đai z Ta có: zul d CCCCP KP Z ...].[ . 0 1   Theo 4.16 TL1 Với: dc P : công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW( dc P =3kW) [ ] o p : công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1] [p o ] = 2,4kw C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1 C =1 – 0,0025(180 – 1  ) = 0,875 u C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn 1,14 u C = ( tra bảng 4.17 [TL1]) L C : hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L Ta có 17,1 1700 2000 0  l l Với L 0 là chiều dài thực nghiệm L 0 = 1700mm Tra bảng 4.16 [TL1] => L C = 1 z C : hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai Z 2  3 4  6 Z >6 C z 0,95 0,9 0,85 Chọn C z = 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 ) d K : Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1] Chọn d K = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca ) Thay các thông số vào ta có: 8,1 95,0.14,1.1.875,0.4,2 35,1.3 Z chọn Z = 2 7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 7.1 Chiều rộng bánh đai Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 13 Trường ĐHKT-KTCN Chiều rộng bánh đai: ( 1) 2B z t e= - + 4.17[2] Với t và e tra bảng 4.21[TL1] t = 15mm e = 10mm 3,3 o h = mm thay số vào ta đƣợc: B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm 7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai: Theo 4.16 [TL1] Bánh dẫn : 6,5063,3.25002 011  hdd a Bánh bị dẫn : )(6,1313,3.21252 022 mmhdd a  8. Lực tác dụng lên trục F r , và lực căng ban đầu F o . Lực căng trên 1 đai: 0 1 780 . . . dc d v α p k F F v C Z = + Với K d : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn 1 P = 3 K d = 1,35 trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên C = 0,875 (đã tính ở trên) V = 18,56 Z = 2 F v : lực căng do lực li tâm sinh ra. 2 1v m F q v 4.20[2] q m : khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc q m = 0,105 kg/m  F v = 0,105.18,56 2 = 36,17 kgm/s 2 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 14 Trường ĐHKT-KTCN  )(23017,36 2.875,0.56,18 35,1.3.780 0 NF  Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau:  r F 2F0.Z.sin( )2/ 1  = 850 (N) Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng. 1. Tính toán cấp chậm. 1.1 Chọn vật liệu: Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn 45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc các thông số sau: Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền 2  b N/mm Giới hạn chảy  N/mm 2 ch Độ cứng HB Bánh chủ động Thép 45 X Tôi cải thiện 850 650 230…280 Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…260 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 15 Trường ĐHKT-KTCN 1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91] [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) Z R Z V K xH K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) Y R Y V K xF K FC K FL . Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z R Z V K xH = 1 và Y R Y V K xF = 1 do đó chỉ còn : [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) K FC K FL Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 16 Trường ĐHKT-KTCN Với σ 0 Hlim, σ 0 Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94] ta đƣợc :σ 0 Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động). S H và S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc S H = 1.1 và S F = 1.75 (với bánh chủ động). K FC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.K FL = 1 khi đặt tải một chiều. K HL và K FL hệ số tuổi thọ đƣợc tính CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]: H m HEHOHL NNK / Và F m FEFOFL NNK / ở đây : m H và m F – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trƣờng hợp này m H = 6 và m F = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. N HO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : Theo 6.5 TL1 tr93 : 4,24,2 260.30.30  HBHO HN =18752418 N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép. N FE và N HE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng : Ta xét tải trọng thay đổi : iiHE tnTTiCN ..max)/(..60 3 ii m FE tnTTiCN F ..max)/(..60  Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50 T i : mô men xoắn. L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =5 . 300 . 2 . 8 = 24000 (giờ) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 17 Trường ĐHKT-KTCN Suy ra với bánh chủ động 207815322) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,169.1.60 333  HE N 138865474) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,169.1.60 666  FE N Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σ H ]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa [σ F ]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm 2 ). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ 0 Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450 S H = 1.1 và S F = 1.75 Có 52852320) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.50.1.60 333  HE N 40939114) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.50.1.60 666  FE N Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σ H ]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa [σ F ]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm 2 ). Vậy : [σ H ] cp )(3,527 2 4,5362,518 2 ][][ MPa bdHcdH       [σ H ]bđ 1,25[σH]bđ=647,75 Vậy thỏa mãn yêu cầu 6 .12 TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 18 Trường ĐHKT-KTCN 1.3 Xác định khoảng cách trục a w Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động. 3 2 1 ..][ . )1( baH H aW u KT uKa   Theo 6.15a TL1 trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.  Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).  Ψ ba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3. Suy ra Ψ bd = 0,53 Ψ ba (u  1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698 (CT 6.16 [TL1 tr 97]. Tra bảng 6.7 với Ψ bd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05.  T 1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 = 150813 Nmm.  [σ H ] ứng suất tiếp cho phép [σ H ] = 527,3 Mpa.  U tỉ số truyền u = 3.389 Thay số vào => aW = 155,07 Theo tiêu chuẩn ta chọn a w = 150 mm 1.4 Môđun bánh răng. Theo CT 6.17 TL12 m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0 chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn 1.5 Số răng của bánh răng. Vì răng nghiêng ta chọn  = 15 0 Theo CT 6.31 TL1: 01,33 )1389,3(2 15cos.150.2 )1( cos.2 0 1      um a Z W  Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33 Vậy số răng bánh bị dẫn là 2 Z = u.Z1 = 3,389.33 = 111,8 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 19 Trường ĐHKT-KTCN Ta chọn 2 Z = 112 Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 394,3 33 112 1 2  Z Z U t Sai số tỉ số truyền: ,...0100. 389,3 )389,3394,3(   U Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa. Tính lại góc  : ta có Cos  = m t aZ 2/ = 2.145/2.150 = 0,946 Vậy  = 14,8 00 20 Thỏa mãn với đk  ]20;8[ 1.6 Góc ăn khớp : Theo ct 6.27 TL1 WttW amZCos 2/cos..   (Có 0 20 ) => 889.0150.2/20cos.2.145 0  tW Cos => 0 7,24 tW  1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng : 45150.3,0. 1  WW ab  mm Đƣờng kính vòng chia: 1 d = Z 1 .m /cos  = 68,3 mm 2 d = Z 2 .m /cos  = 231,7mm Đƣờng kính lăn : d 1w = 2aW/(u+1) = 68,3 mm 2W d = d 1w .u = 68,3.3,394 = 231,8 mm Đƣờng kính đỉnh răng : d 1a = d w1 + 2.m = 72,3 mm d 2a = d w2 + 2.m = 235,7 mm Đƣờng kính vòng chân răng : Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 20 Trường ĐHKT-KTCN d f1 = d w1 – 2,5m = 63,3 mm d f2 = d w2 – 2,5m = 226,7 mm vận tốc bánh răng: 606,0 60000 .. 11  nd v W  Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. ][)../()1.(..2... 1 2 1 H W WHHMH dubuKTZZZ    theo 6.33 TL1 Với : * 274 m Z : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 TL1 * Z H – Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = tWb  2sin/cos2 Theo 6.34 TL1 Với b  góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg b  = cos  tg t . ( t  = 0 7,24 tW  Vì bánh răng ko dịch chỉnh) tg b  = cos24,7.tg14,8=0,24 Vậy b  = 13,5 Z H = 7,24.2sin/5,13cos2 = 1,6 * Z  - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng. Theo 6.37 TL1 )/(  mSinbW = 45Sin14,8/ 2 = 1,83   1 Theo 6.36c TL1 Z  = /1 Áp dụng 6.38b TL1  = sZZ cos)]/1/1(2,388,1[ 21  = 1,696 => Z  = 696,1/1 = 0,769  K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 21 Trường ĐHKT-KTCN HvHHH KKKK ..  Trong đó 05,1HK HK = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1 Hv K =  HH WH KKT dbv ...2 .. 1 1 1 Trong đó uavgv WoHH /... Tra bảng 6.15 TL1 73 002,0   o g H  => 394,3/150606,0.73.002,0 H v = 0,58 (m/s) Hv K = 05,1.13,1.150813.2 3,68.45.58,0 1 = 1,005 => K H = 1,005.1,05.1,13 = 1,192 Vậy )3,68.394,3.45/(394,4.192,1.150813.2769,0.6,1.274 2 H  = 502 MPa => ][ HH   Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 22 Trường ĐHKT-KTCN 1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σ Fcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd. σ Fbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]bd. Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.696 = 0.59:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với : Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894. Y F1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x 1 =0, x 2 =0 và z v1 =z 1/ 3cos =36,5 ; z v2 = z 2/ 3cos = 124 và suy ra đƣợc Y F1 = 3,7; Y F2 = 3,6. K F = K FβKFαKFv CT 6.45 TL1 K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12. K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1 K Fα = 1,37 K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: Theo CT 6.46 TL1  FF WF Fv KKT dbv K ...2 .. 1 1 1 Với uavgv WoFF /...         006,0 73 606,0 F o g v  Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 23 Trường ĐHKT-KTCN 394,3/150606,0.73.006,0 F v = 1,75 01,1 37,1.12,1.150813.2 3,68.45.75,1 1  Fv K Suy ra K F = 1,01.1,12.1,37 = 1,55 Suy ra σ Fcđ = 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa MPa  [σ Fcđ] = 267,4 MPa. σ Fbđ = 148.3,6/3,7=144  [σFbđ] =257 Mpa. Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc. 1.10 Kiểm nghiệm quá tải : Adct 6.48 TL1 maxmax ][. HqtHH K   Theo CT 6.13TL1 1820650.8,2.8,2][ max  chH  2,2/ max  TTK qt => maxmax ][7442,2.502 HH   Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc. Adct 6.49 TL1 maxmax ][. FqtFF K   Theo CT 6.14 TL1 520650.8,0.8,0][ max  chF  => maxmax ][8,3162,2.144 FF   Vậy thỏa mãn quá tải về uốn. 2 : Tính toán cấp nhanh. 2.1 Chọn vật liệu: So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 24 Trường ĐHKT-KTCN Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền 2  b N/mm Giới hạn chảy  N/mm 2 ch Độ cứng HB Bánh chủ động Thép 45 X Tôi cải thiện 850 650 230…280 Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…260 2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91] [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) Z R Z V K xH K HL [σ F ] = ( σ 0 F