Tài liệu đồ án truyền động cơ khí nguyễn minh trung

ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Đồ án Truyền động cơ khí SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 1 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC MỤC LỤC Lời nói đầu .................................................................................................. 2 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện .................................................................... 4 1.2 Phân phối tỷ số truyền ............................................................... 5 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích.............................................................. 6 2.2 Thiết kế bánh răng ..................................................................... 9 2.3 Thiết kế trục ............................................................................... 21 2.4 Tính toán chọn ổ ........................................................................ 34 2.5 Thiết kế vỏ hộp .......................................................................... 40 2.6Các chi tiết phụ ........................................................................... 41 2.7 Bảng dung sai lắp ghép .............................................................. 43 Tài liệu tham khảo ...................................................................................... 45 SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 2 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn. Sinh viên thực hiẹân. Nguyễn Minh Trung SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 3 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC  Số liệu thiết kế: Công suất trên trục công tác:P=7 (KW) Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút) Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12 2 ÑOÄ N G CÔ T1 MAÙ Y SAØ N T2 1 3 Chuùthích : 1. noá i truïc ñaø n hoà i 2. Hoä p giaû m toá c baù nh raê ng truï 2 caá p phaâ n ñoâ i Sô ñoàtaû i troïn g 3. Boätruyeà n xích oá n g con laê n Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 4 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN  Số liệu thiết kế: Công suất trên trục công tác: Pct = 7KW Số vòng quay trục công tác: nct= 50 vg/ phút CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2. Công suất cần thiết của động cơ: Pdc  Pct .K A  trong đó: Pct.KA=7*0,963= 6,7431KW là công suất tính toán của trục công tác Ti với K A  2  ( T ) .ti   ti T 0,8T 2 ( ) 2 .48  ( ) .12 T T  0,963 48  12 và Hiệu suất chung của bộ truyền: 2 4    X . br . OL . NT  0,8406 Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích  X  0,93 hiệu suất bộtruyền bánh răng  br  0,97 hiệu suất bộtruyền ồ lăn  OL  0,99 hiệu suất nối trục đàn hồi  OL  0,99  Pdc  Pct .K A  8,02( KW )  3. Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW. 4. Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau: Loại động cơ Số vòng quay động Tỷ số truyền chung n dongco cơ(vg/phút) u ch  4A132M2Y3 4A132M4Y3 4A160S6Y3 4A160M8Y3 2907 1458 970 730 ncongtac 58,14 29,16 19,4 14,6 1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 5 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3 4. Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau: Uhộp giảm tốc= 8 vơí ubr1 = 3,08 Ubr2 = 2,6 Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : u X  u chung u hopgiamtoc  19,4  2,425 8 5. Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau: Trục Thông số Công suất(KW) Tỷ số truyền Moment xoắn(Nmm) Số vòng quay(vg/phút) I(Động cơ) II 8,02 7,7 3,08 78960 970 III IV(Công tác) 7,39 6,743 2,425 1287913 50 2,6 233259 315,25 582057 121,25 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH  Số liệu ban đầu: Công suất P =7,39 KW Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút Moment xoắn: T = 582057 Nmm SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 6 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Tỷ số truyền: u= 2,245 Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được. I. TÍNH TOÁN: 1. Chọn loại xích ống con lăn một dãy. 2. Số răng đĩa xích dẫn: Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn Z1=25.  Z2 =u.Z1 = 2,425. 25 = 60,625  Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130. 3. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích : u Z 2 61   2,44 Z 1 25 4. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích: K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv Với: Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ. Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích. Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn. Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca.  K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,344. Ta có hệ số vòng quay K n  n01 200   1,649. n1 121,25 Với n01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3]. Và hệ số răng đĩa xích : K z  25 25   1. Z1 25 Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1 5. Từ đó ta có công suất tính toán: Pt  K .K n .K z .P 1,344.1,649.1.7,39   16,378 Kx 1 Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm. 6. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút). Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã. 7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau : SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 7 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ p c  600.3 GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC P.K Z1 .n1[ Po].K x Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3] Thế vào biểu thức trên ta có p c  600.3 P.K  29,006mm Z1 .n1 [ Po ].K x Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên. 8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn : + Vận tốc trung bình của xích: v  + Lực vòng có ích : Ft  n. p c .Z 1  1,604(m / s ) 60000 1000.P  4607( N ) v + Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40pc =1270mm từ a =(30÷50)pc + Số mắt xích : 2 2a Z1  Z 2  Z 2  Z1)  p c X     123,82  . pc 2  2  a Ta chọn X=124 mắt xích . + Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:  2 2 Z1  Z 2 Z1  Z 2    Z 2  Z1   a  pc .0, 25 X   X    8   2 2    2      1272,88mm   Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng (0,002÷0,004)a Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm + Lực tác dụng lên trục: Fr= Km. Ft = 1,15.4607=5298(N) Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang. + Đường kính đĩa xích : Bánh dẫn: p c .Z1  252,66mm   d1  0,7 p c  274,885mm d1  d a1 Bánh bị dẫn: pc .Z 2  616,49mm   d 2  0,7 pc  638,72mm d2  da2 9. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây: SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 8 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ i GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Z1 .n1 25.121, 25   1,63  [i ]  16 15 X 15.124 Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3] 10. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: s Q F1  Fv  Fo Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1] F1=Ft=4607 (N) Fv=qm.v2=9,777 (N) Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1] Fo=Kf .a .qm .g = 6 .1269,06 .3,8 .9,81 =283,85 Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang. s Q  18,06  [ s ] F1  Fv  Fo Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3]. 2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 9 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC 2 ÑOÄ N G CÔ T1 MAÙ Y SAØ N T2 1 3 Chuùthích : 1. noá i truïc ñaø n hoà i 2. Hoä p giaû m toá c baù n h raê n g truï2 caá p phaâ n ñoâ i Sô ñoàtaûi troïn g 3. Boätruyeà n xích oá n g con laê n Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12  Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: HB1=240 HB Bánh bị dẫn: HB2=230 HB A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM Số liệu ban đầu: Công suất P =7,7 KW SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 10 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút Moment xoắn: T = 233259 Nmm Tỷ số truyền: u= 2,6 Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ. 1. Số chu kỳ làm việc cơ sở. N HO1  30 HB3 2, 4  30.240 2, 4  1,547.10 7 chu kỳ. 2, 4 N HO2  30HB4  30.2302, 4  1,397.107 chu kỳ. Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ 2. Số chu kỳ làm việc tương đương: 3  Ti  7 N HE1  60.c.   n.i t i  57,35.10 chu kỳ.  T max  3 N HE 2  Ti  7  60.c.   n.i t i  22,06.10 chu kỳ.  T max  N FE1  Ti  7  60.c.   n.i t i  54,17.10 chu kỳ.  T max  6 6 N FE 2  Ti  7  60.c.   n.i t i  20,83.10 chu kỳ. T max    N HO1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE1  N FO1 ; N FE 2  N FO 2 Vì: N HE1 Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1  K HL 2  K FL1  K FL 2  1 3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:  OH lim  2.HB  70. Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: 4. Ta có giới hạn mỏi uốn:  OF lim  1,8.HB Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: 5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H    OH lim .0,9 K HL   H 1  OH lim 1  2.HB  70.  550MPa  OH lim 2  2.HB  70.  530MPa  OF lim 1  1,8HB  432MPa  OF lim 2  1,8HB  414MPa Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3] sH  .0,9  OH lim1 K HL1  450 MPa sH SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 11 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC  OH lim 2 .0,9 K HL 2  433,64MPa sH Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép:  H   433,64MPa 6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:  F    OF lim K FL Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3] sF    F 1  OF lim 1 K FL1  246,86MPa sF    F 2  OF lim 2 K FL 2  236,57 MPa sF   H 2  7. Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn: ba =0,4  .(u  1) Khi đó :  bd  ba  0,72 2 Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có : KH = 1,022 KF = 1,038 8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: T1 .K H aw  50(u  1)3 2  ba . H  .u 233259.1,022  192,82mm 0,4.433,642.2,6 Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm. 9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)  m=0,015 .200=3 Tổng số răng : 2a 2.200 z1  z 2  w   133 răng m 3 z z 133 Với z1  1 2   36,9 1 u 1  2,6 Chọn z1=37 răng z2= 133-37=96 răng .  50(2,6  1)3 SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 12 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC 10. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là: u z2  2,59 z1 sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là 1,15%. 11. Các thông số hình học của bộ truyền: o Đường kính vòng chia: d1= z1 . m=37.3= 111 mm d2 =z2 . m=96.3= 288 mm o Đường kính vòng đỉnh: d a1  d1  2.m  117 mm d a 2  d 2  2.m  294 mm o Khoảng cách trục: a w  z1 .m(1  u )  200 mm 2 o Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b2   ba .a  0,4.200  80 mm. b1  b2  5  80  5  85 mm Bánh dẫn: o Vận tốc vòng bánh răng:  .d 1 .n1  .111.315,25 v 60000  60000  1,83(m / s) Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9. o Xác định giá trị các lực : Bánh dẫn: Lực vòng : Ft1  2T1  4203 N d1 Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tg=1530N Bánh bị dẫn: Lực vòng : Ft 2  2T2  4042 N d2 Lực hướng tâm: Fr2= Ft2tg=1471N. 12. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động : K HV  1,107 K FV  1,206 H  Z M .Z H .Z  d1 SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 2.T1 .K H .(u  1)  329,85MPa  [ H ]  433,64MPa bw .u 13 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc. 13. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: o Hệ số dạng răng: 13,2 13,2  3,47   3,83. Z1 37 13,2 13,2  3,47   3,47   3,61. Z2 96 Bánh dẫn: YF1  3,47  Bánh bị dẫn: YF 2 o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: [ F 1 ]  64,45 YF 1 [ 2]  65,53 YF 2  Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn. o Ứng suất uốn tính toán: F  YF 1 .Ft1 .K F .K Fv bw1 .mn  79 MPa  [ F1 ]  246,86MPa Do đó độ bền uốn được thoã. B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH Số liệu ban đầu: Công suất P  8,02  4,01KW 2 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 970 vg/phút 78960  39480 Nmm 2 u ch   3,07 u br 1.u x Moment xoắn: T1  Tỷ số truyền: u br 1 Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ. 1. Số chu kỳ làm việc cơ sở. N HO1  30 HB3 2, 4  30.240 2, 4  1,547.10 7 chu kỳ. 2, 4 N HO2  30HB4  30.2302, 4  1,397.107 chu kỳ. Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ 2. Số chu kỳ làm việc tương đương: 3 N HE1  Ti  7  60.c.   n.i t i  176,5.10 chu kỳ.  T max  SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 14 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC 3 N HE 2  Ti  7  60.c.   n.i t i  45,84.10 chu kỳ. T max   6  Ti  7 N FE1  60.c.   n.i t i  166,7.10 chu kỳ.  T max  6 N FE 2  Ti  7  60.c.   n.i t i  43,3.10 chu kỳ.  T max   N HO1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE1  N FO1 ; N FE 2  N FO 2 Vì: N HE1 Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1  K HL 2  K FL1  K FL 2  1 3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:  OH lim  2.HB  70. Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: 4. Ta có giới hạn mỏi uốn:  OF lim  1,8.HB Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: 5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H    OH lim .0,9 K HL  OH lim 1  2.HB  70.  550MPa  OH lim 2  2.HB  70.  530MPa  OF lim 1  1,8HB  432MPa  OF lim 2  1,8HB  414MPa Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3] sH  .0,9   H 1  OH lim1 K HL1  450 MPa sH  .0,9   H 2  OH lim 2 K HL 2  433,64MPa sH Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:  H   0,5.([ H 1 ]  [ H 2 ])  441,82MPa 6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:  F    OF lim K FL Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3] sF    F 1  OF lim 1 K FL1  246,86MPa sF    F 2  OF lim 2 K FL 2  236,57 MPa sF SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 15 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC 7. Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Ta chọn: ba =0,16  .(u  1) Khi đó :  bd  ba  0,3256 2 Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có : KH = 1,01 KF = 1,045 8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: T1 .K H aw  43(u  1)3 2  ba . H  .u 39480.1,01  130,6mm 0,16.441,822.3,07 Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm. 9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)  ta chọn mn=3 10. Tính góc nghiêng răng  thoãđiều kiện sau: 30o<<40o 2a w . cos 30 0 2.a w . cos 40 0  Z1  mn .(u  1) mn .(u  1) 22,7  Z 1  20,07 Vậy ta chọn z1=22 răng. Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z2=z1.u=22 .3,07=67,54 Ta chọn z2=68 răng. 11. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là: z u  2  3,09 sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=3,07 là z1 0,65%. 12. Góc nghiêng răng: m .(u  1).Z1   arccos n 2.a w 3.(3,09  1).22  arccos  32,48 0 . 2.160  43(3,07  1)3 13. Các thông số hình học của bộ truyền: o Đường kính vòng chia: SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 16 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC mn .Z1 3.22   78,42mm cos  cos 32,48 0 m .Z 3.22 d2  n 1   241,83mm cos  cos 32,48 0 d1  o Đường kính vòng đỉnh: d a1  d1  2.mn  84,24 mm d a 2  d 2  2.mn  247,83 mm o Khoảng cách trục: a w  z1 .mn (1  u )  160 mm 2 cos  o Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b2   ba .a  0,16.160  25,6 mm. b1  b2  5  25,6  5  30,6 mm Bánh dẫn: o Vận tốc vòng bánh răng:  .d 1 .n1 v  3,97(m / s )  v th  6(m / s) (tra từ bảng 6.3 [3]) 60000 Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9. o Xác định giá trị các lực : Bánh dẫn: Lực vòng : Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Bánh dẫn: Lực vòng : Lực hướng tâm: 2T1  1009 N d1 F .tg Fr1  t1  435 N cos  Fa1  Ft1 .tg  642 N Ft1  2T2  965 N d2 F .tg Fr 2  t 2  418 N cos  Fa 2  Ft 2 .tg  614 N Ft 2  Lực dọc trục: 14. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động : K HV  1,09 K FV  1,17 SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 17 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC o Hệ số trùng khớp ngang:  1 1     1,88  3,2.(  ). cos  Z1 Z 2   1 1    1,88  3,2.(  ). cos 32,48 0  1,718 . 22 68   o Hệ số trùng khớp dọc: b . sin  25,6. sin 32,48 0   w   1,744 .  .m n  .3 Khi ncx=9 thì KF=1 Từ bảng 6.11 [3]ta chọn KH=1,15 o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Z .Z .Z 2.T1 .K H .(u  1) H  M H  d w1 bw .u Với: Z M  275MPa Z  1 1   0,78  1,63 ZH  2. cos   1,523 sin( tw )  tan   cos   tan 20 0    arctan 0   cos132,48 Trong đó:  tw  arctan    23,34 0  KH=KH . KH . KHv =1,266   H  268,6MPa  [ ] H  441,82MPa Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc. 15. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: o Xác định số răng tương đương. Z1  36,65 (cos  ) 3 Z2   113,27 (cos  ) 3 Z v1  Z v2 o Hệ số dạng răng: Bánh dẫn: YF1  3, 47  Bánh bị dẫn: YF 2  3,47  SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 13, 2  3,83 Z v1 13,2  3,58 Z v2 18 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: [ F 1 ]  64,45 YF 1 [ 2]  66,08 YF 2  Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn. o Ứng suất uốn tính toán: F  YF .Ft .K F .Y .Y bw .mn Với: K F  K F .K F .K Fv  1,223 Y F1  3,83 1 1 Y    0.582.   1,718  Y  1   0,768. 120   F  23,01MPa  [ ] F  246,86 MPa Do đó độ bền uốn được thoã. Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc: SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 19 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ Bánh răng Thông số Khoảng cách trục (aw) Đường kính vòng chia (d) Đường kính vòng đỉnh (da) Chiều cao răng (h) Chiều rộng vành răng (bw) Góc profin gốc ( ) Góc nghiêng răng  GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC Cấp nhanh Bánh Bánh dẫn bị dẫn Cấp chậm Bánh dẫn 160 78,24 241.8 3 200 84,24 111 117 247,83 288 294 6,75 30,6 Bánh bị dẫn 6,75 25,6 85 80 20 0 20 0 32,48 0 00 Kieåmnghieäm ñieàu kieän boâi trôn ngaâm daàu: SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 20