thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 1 '...  Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1.1.1 Xác định công suất động cơ

- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

Pct

ηt

β.P

=

Trong đó: Pct : Công suất trên trục động cơ

Pt : Công suất trên trục máy công tác

η : Hiệu suất truyền động

8

3 0,9 8

5 1 t

t T

ck i 2

Với m, k là số cặp ổ lăn và số cặp bánh răng: m = 4; k = 3

Dựa vào bảng 2.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất –

Lê Văn Uyển ) tìm được

ηkhớp nối = 0,99;ηổ lăn = 0,99; ηbánh răng = 0,97; ηxích = 0,92

⇒ η = 0.99 0,994 0,973 0,92 = 0,831

1000

6500.0,451000

⇒ Pct = 0,952

0,831

2,925 = 3,35 KW1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

π = 240

45 , 0 60000

- Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn điều kiện sau:

n = 36

1440 = 40

- Vì hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nên

uHGT = u1 u2 u1:tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh

u2:tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm

Ta chọn uHGT = 20 ⇒ uxích =

HGT

htu

u = 20

40 = 2Dựa vào bảng 3.1 tìm được u1, u2 của HGT thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu: khối lượng nhỏ nhất, momen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh nhúng trong dầu lớn nhất

P

= 9,55.106

36

925 , 2

η

P ol x

P

= 9,55.106

72

211 , 3

η

P ol br

= 9,55.106.2823,344,35= 113,11.103 (Nmm)

- Trục 1:

0,99 0,97.0,97.

3,344 η

η

P ol br 2

P

= 9,55.106

1440

482 , 3

P

= 9,55.106

1440

5 , 4

+ KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1, khi đó

[σH] = σ°Hlim KHL/SH

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 6.2, với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180 350 thì

σ°Hlim = 2HB + 70; SH = 1,1;

Chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:

σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)+ KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ

KHL = H

HE HO

mH: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc; mH = 6 khi HB ≤ 350

NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

8

3]

= 27,35.106 > 15,47.106 = NHO2

⇒ KHL2 = 1;

Tương tự NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1

Vậy sơ bộ tính được

+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1, khi đó

[σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF

+ σ°Flim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ SF – hệ số an toàn khi tính về uốn

Theo bảng 6.2 , với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180 350 thì

σ°Flim = 1,8HB; SF = 1,75σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa)+ KFC – hệ số ảnh hưởng đến đặt tải, KFC = 1 (bộ truyền quay một chiều)+ KFL – hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền

KFL = F

FE FO

m N /N

mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn; mF = 6 khi HB ≤ 350

NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)6.ni.ti

NFE2 = 60c

1

1u

8

3]

c Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 1

'.

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Ψ +

+ T1’ = T1/2 = 23000/2 = 11500 (Nmm)

⇒

3 2w

.5,1.0,3 459,4

11500.1,07 1)

43(5,1

Ta lấy aw = 118 mm

 Xác định các thông số ăn khớp

+ Theo (6.17), m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).102 = (1,02÷2,04) (mm)+ Theo bảng 6.8 chọn module pháp m = 2 (mm)

+ Chọn sơ bộ β = 14°, do đó cosβ = 0,97

+ Số răng bánh nhỏ: z1 =

1)m(u

β = 35,4

2π

)sin(14,961°

= 1,44 > 1,0+ Nhờ góc nghiêng β của răng, và z1 = zmin + 2 nên ta không cần dịch chỉnh

để đảm bảo khoảng cách trục

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

1 1

1

2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z

+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, ta được ZM = 274 (MPa)1/3

cos.2

αcos

tg20ο

= 20,643°

⇒ ZH=

)643,20.2sin(

)14,961cos(

.2

ο

° = 1,71

13,2 -1,88

13,2 -

v= w1 1 (m/s)Với dw1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ

n1 – số vòng quay của bánh chủ động

dw1 =

1 u

w1 w H.K'.K2.T

.d.bυ

Với υ = δH H go v

t1

wua

4 , 35 7 , 38 1 , 2

1

2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z

) 1 1 , 5 (

4674 , 1 11500

= 290,3(MPa)

⇒ σH < [σH] ⇒ Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức

σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y'.K2T

w1 w

F1 β ε F 1

≤ [σF1]

σF2 = σF1

F1

F2Y

Y ≤ [σF2]T’1 = 11500 (Nmm) m = 2 (mm)

bw = 35,4 (mm) dw1 = 38,7 (mm)+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε = 1/εα

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,612 ⇒ Yε = 1/1,612 = 0,62

+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 14,961/140 = 0,893+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 18/0,96613 = 19,962

zv2 = z2/cos3β = 92/0,96613 = 102 Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 4,08 YF2 = 3,60

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

w1 w F.K'.K2.T

.d.bυ

Với υ = δF F go v

t1

wua

⇒ υ = 0,006.73.3 1185,1 = 6,32

⇒ KHv = 1+

12 , 1 4 , 1 11500 2

4 , 35 7 , 38 32 , 6

= 1,24

⇒ KH = 1,12 1,4 1,24 = 1,944

⇒σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y'.K2T

w1 w

F1 β ε F 1

= 2.16474.2,37,7.35,4.192.0,62.02,893.4,08 = 58,678 (MPa)

⇒σF2 = σF1.

F1

F2Y

Y = 58,678

08,4

90,3 = 56,089 (MPa)+ Tính chính xác [σF1], [σF2]

Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5

+ σH max = [σH] Kqt = 344,8 1 , 5 = 448,347 < [σH]max = 1260

+ σF1 max = σF1 Kqt = 58,678 1,6 = 90,68 < [σF1]max = 464

σF2 max = σF2 Kqt = 56,089 1,6 = 89,74 < [σF2]max = 360

⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải

 Các thông số và kích thước bộ truyền

mz

= 9661,0

18.2 = 37,26 mm

d2 =

βcos2

mz

= 0,96612.92 = 190,45 mmĐường kính lăn:

dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.118(5,11+1) = 1441,96 mm

dw2 = dw1ut1 = 1441,96 5,11 = 7368,41 mm

Đường kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2m = 37,26 + 2.2 = 41,26 mm

da2 = d2 + 2m = 190,45 + 2.2 = 194,45 mmĐường kính đáy răng

2 2

)

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Ψ +

.3,92.0,5 459,4

.1,12 113,11.10 1)

2a2

w+ = 2 , 5 ( 3 , 92 1 )

165 2

+ =26,8 ⇒ Chọn z1 = 27+ z2 = z1.u2 = 27.3,92 = 105,1 ⇒ Chọn z2 = 105

= cos20°

⇒ αtw = 20°

+ Chiều rộng bánh răng bw2 = 0,5.165 = 82,5 mm

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

( )

1 1

1

2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z

+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, ta được ZM = 274 (MPa)1/3

cos.2

=

)20.2sin(

2

° = 1,764+ Với răng thẳng thì βb = 0 ⇒ ε β = 0

1z

13,2 -1,88

1 3,2 -

⇒ Zε =

3

742,1

4− = 0,868+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

v= w2 2 (m/s)Với dw2 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ

n2 – số vòng quay của bánh chủ động

dw2 =

1

2

165.2

+ = 67 (mm)

60000

5 π.67.282,3

w2 w H.K.K2.T

.d.bυ

Với υ = δH H go v

t2

wua

Trong đó:

- v = 2,1624 m/s

- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 ⇒ go = 56

- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớpTra bảng 6.15, δH = 0,004

⇒ υH = 0,004.56.1

4,3

165 = 1,56

⇒ KHv = 1+

09 , 1 04 , 1 113110

2

67 5 , 82 56 , 1

1

2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z

) 1 92 , 3 (

182 , 1 113110

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức

σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y.K2T

w2 w

F1 β ε F 2

≤ [σF1]

σF2 = σF1

F1

F2Y

Y ≤ [σF2]

bw = ψba.aw = 0,5.165 = 82,5 mm dw2 = 67 (mm)+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε = 1/εα

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,746 ⇒ Yε = 1/1,746 = 0,573

+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 27/13 = 27

zv2 = z2/cos3β = 105/13 = 105 Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,80 YF2 = 3,60

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KFβ KFα KFv

* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 ⇒ KFβ = 1,08

* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với răng thẳng ⇒ KFα = 1

* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn:

KFv = 1+

Fα Fβ 2

w2 w F.K.K2.T

.d.bυ

Với υ = δF F go v

t2

wua

165 =2,34

⇒ KFv = 1+

1 08 , 1 113110

2

67 5 , 82 34 , 2

= 1,05

⇒ KF = 1,08 1 1,05 = 1,134

⇒σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y.K2T

w2 w

F1 β ε F 2

= 2.11311082.1,,5134.67..02,,5735 .1.3,80 = 40,42 (MPa)

⇒σF2 = σF1.

F1

F2Y

Y = 40,42

80,3

60,3 = 38,3 (MPa)

Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5

+ σH max = [σH] Kqt = 437,83 1 , 5 = 553,816 < [σH]max = 1260

+ σF1 max = σF1 Kqt = 53,964 1,6 = 86,34 < [σF1]max = 464

σF2 max = σF2 Kqt = 51,12 1,6 = 81,79 < [σF2]max = 360

⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải

 Các thông số và kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục aw2 = 165 mm

dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.165(3,9+1) = 1617 mm

dw2 = dw1ut1 = 1617 3,9 = 6306 mmĐường kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2m = 67 + 2.2,5 = 72 mm

da2 = d2 + 2m = 262 + 2.2,5 = 267 mmĐường kính đáy răng

df1 = d1 – 2,5m = 67 – 2,5.2,5 = 60,75 mm

df2 = d2 – 2,5m = 262 - 2,5.2,5 = 255,75 mm

1.2.2 Tính toán các bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xích

 Chọn loại xích: Chọn xích con lăn

 Xác định thông số của xích và bộ truyền xích

+ k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6

k = k0kakđckbtdđkc

k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền k0 = 1

ka – hệ số kể đến khoảng cách trục ka = 1,25(Lấy a ≤ 25p)

kđc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

kđc = 1

kbt – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn kbt = 1,3

kđ – hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng kđ = 1,2

kc – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1,25

⇒ k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95

⇒ Pt = 9,058.1,95.

163

200.27

25

= 10 (KW)Theo bảng 5.5, với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 34,8 KW đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax

 Khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 20p = 20.38,1 = 762

+ Khi đó số mắt xích x:

x = 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2p/(4π2a) = 2.20 + (27+54)/2 + (54 – 27)2.38,1/(4π2.762) = 81,42Lấy số mắt xích chẵn x = 82, tính lại khoảng cách trục theo công thức:

a = 0,25p{x – 0,5(z2 + z1) + [x 0,5(z z )] 2[(z z )/π/2

1 2

2 1

2 + − −

= 0,25.38,1{82 – 0,5(27 + 54) + [82 − 0,5(27 + 4 )] 2 − 2[(54 − 7 )/ π ] 2 } ≈ 756 mm+ Số lần va đập của xích: i = z1n1/(15x) = 27.163/(15.104) = 2,82 < [i] = 35

Fv = qv2 = 5,5.2,7952 = 42,966 N+ Fo – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, N, tính theo công thức: Fo = 9,81kf.qa

Lấy k = 4 ứng với bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc dưới 40°

Fo = 9,81.4.5,5.1,142 = 246,47 N

⇒ s = 127000/(1,2.3241 + 246,47 + 42,966) = 30,39

Theo bảng 5.10, ứng với p = 38,1 mm và n = 200 vg/ph thì [s] = 8,5

Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

 Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục

 Thông số đĩa xích

+ Đường kính vòng chia của đĩa xích

d1 = p/sin(π/z1) = 38,1/sin(π/27) = 328,185 mm

d2 = p/sin(π/z2) = 38,1/sin(π/59) = 715,867 mm

τ với k = 1, 2, 3

T1 = 23000 Nmm ⇒ d1 ≥ 3

15 0,2

23000

= 19,7 mm

T2 = 113110 Nmm ⇒ d2 ≥ 3

15 0,2

113110

= 33,53 mm

T3 = 425900 Nmm ⇒ d2 ≥ 3

15 0,2

425900

= 52,16 mm+ Vì trục động cơ nối với trục vào của HGT bằng nối trục đàn hồi

⇒ d1 = (0,8 1,2)dđc = (0,8 1,2).38 = (30,4 45,6)

⇒ Chọn sơ bộ d1 = 25 mm; d2 = 35 mm; d3 = 55 mm

⇒ Chiều rộng ổ lăn tương ứng b01 = 19; b02 = 21; b03 = 29

1.3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

lm13 = (1,2 1,5).d1 = (1,2 1,5).31 = (37,2 46,5)

⇒ Chọn lm13 = 47; k1 = 10; k2 = 10

⇒ l13 = 56+ l14 = l24

+ l21 = 2l23 = 264

1.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

a Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình thì ta có sơ đồ phân tích lực chung:

/2)2(T

= 22.23000.38,7 = 594 N

Fa = Ft1.tgβ = 158 N

Fr1 = Fr2 = Ft1

)cos(

)

tg( twβ

α = 232 N

Ft3 =

w2

2d

2T = 2

Fk = 0,3.

50

23000 2

= 210 N

b Tính các phản lực F ly , F lx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx

Chọn chiều các phản lực như trên hình dưới đây:

c Biểu đồ momen uốn M kx , và M ky trong mặt phẳng zOx và zOy và biểu đồ

momen xoắn T k đối với các trục k = 1 3 được vẽ trên các hình dưới đây

d Xác định momen uốn tổng và momen tương đương M tđkj ứng với các tiết diện.

1.4 Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

1.4.1 Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc

1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót

1.5 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

1.5.1 Bôi trơn bánh răng

1.5.2 Bôi trơn ổ lăn

1.6 Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các kiểu lắp

1.7 Bảng kê các chi tiết của hộp giảm tốc

MỤC LỤC

1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền……….

1.1.1 Xác định công suất động cơ……….

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ……….

1.1.3 Chọn quy cách động cơ………

1.1.4 Phân phối tỷ số truyền……….

1.1.5 Tính công suất, mômen và số vòng quay trên các trục……….

1.2 Thiết kế các bộ truyền 1.2.1 Tính toán các bộ truyền trong hộp……….

a Chọn vật liệu………

b Xác định ứng suất cho phép……….

c Tính toán bộ truyền cấp nhanh………

d Tính toán bộ truyền cấp chậm………

1.2.2 Tính toán các bộ truyền ngoài hộp……….

1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn 1.3.1 Sơ đồ phân tích lực……….

1.3.2 Sơ đồ hộp giảm tốc………

1.3.3 Tính toán thiết kế các trục của hộp giảm tốc………

1.3.4 Kiểm nghiệm hệ số an toàn………

1.3.5 Kiểm nghiệm độ bền cho các then……….

1.3.6 Tính toán chọn ổ lăn cho 3 trục……….

1.4 Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác

1.4.1 Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc……… 1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót………

1.5 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

1.5.1 Bôi trơn bánh răng……… 1.5.2 Bôi trơn ổ lăn……….

1.6 Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các kiểu lắp……… 1.7 Bảng kê các chi tiết của hộp giảm tốc………