Đồ án Thiết kế hệ dẫn động bánh răng trục vít với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn lắp trên trục II ta có : 5... Ti là momem xoắn ở ch

Mục lục trang Phần I :Chọn động cơ điện và phân phối tỉ sốtruyền 1

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 9

g Các thông số và kích thớc bộ truyền 11

b.Xác định ứng suất cho phép 12

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

ηk =1 Hiệu suất của khớp nối

ηbr =0.97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηx=0,96 Hiệu suất bộ truyền xchs để hở

ηol=0,993 Hiệu suất của cặp ổ lăn

ηot=0,98 Hiệu suất của cặp ổ trợt

 η = 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867

Pct – Công suất cần thiết trên trục động cơ

Với tải trọng thay đổi ta có :

β =

ck

t

t T T t T

Pct =

1000

63 , 0 7700

= 4.851(kw)

Pyc =

867 , 0

93 , 0 851 , 4

dn

K T

thay số:uch= 27 , 34

4 35

34 , 27

Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T2/43) với 

n4= n3/ux= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph

2.Công suất trên các trục :

Trục III : P3=

ot x

P





3 = 0,9935,16.0,97 = 5,36(kw)

Trục I : P1=

br ol

P’dc=P1/nol.nk= 5 , 78

993 , 0

74 , 5

P

10 55 ,

P

10 55 ,

=

968

78 , 5 10 55 ,

=56629(Nmm)

T2 =

23 , 227

36 , 5 10 55 ,

= 225270(Nmm)

T3 =

58 , 80

16 , 5 10 55 ,

= 611541(Nmm)

Tct =

34 , 35

851 , 4 10 55 ,

= 1310896(Nmm)

Từ đó ta có bảng:

b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :

KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá đạt độ rắn HB 180…285 có 350 MPa , ta có :

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, ta có :

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục II ) ta có :

5 1 8

3 8 ,

5 1 8

3 8 ,

Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1

Với NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1

Vậy sơ bộ xác định đợc:

[σH]1 =

H

HL H

S

1 lim



= 5601,1.1 = 509(MPa)

[σH]2 =

H

HL H

S

K 2

2 lim



= 5301,1.1 = 481,8(MPa)Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

[σH]=

2

] [ ] [ H 1 H 2

lim



.YR.YS.KXH.KFC

Trong đó :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :

KFL = 6 N FO/N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :

NFE= 60.ci.T i / TmaxmF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có :

5 1 8

3 8 ,

S

K 1

1 lim



= 4411,75.1 = 252(MPa)

[σF]2=

H

FL F

S

K 2

2 lim



= 4141,75.1 = 236,57(MPa)ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σH]max=2,8.σch2=2,8.450 = 1260(MPa)

[σF1]max=0,8.σch1=0,8.580 = 464(MPa) [σF2]max=0,8.σch2=0,8.450 = 360(MPa)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u12+1)

ba H

H u

k T

 ] [

.

12 2 1



.Trong đó :

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răngtra theo bảng 6.5_I ta đợc ka = 43

 aω = 43(4,26+1)3

2 4 , 26 0 , 2 4

, 495

046 , 1 5 , 28314

= 117,9(mm)

Lấy aω = 125mm

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)125 = 1,25–2,5Theo bảng 6.8 chọn m=2

Chọn sơ bộ góc β = 320  cos β=0,848

Số răng bánh nhỏ : z1=

) 1 (

cos 2



u m

a 

=

) 1 26 , 4 ( 2

32 cos 125

125 2

) 20 85 ( 2

Z

W

H d

Z

Z 

) /(

) 1 (

tgb=cosαt.tgβ Với αt là góc profinVới bánh răng nghiêng β = 32,860

Ta có : αt=αtw=arctg(tgα/cosβ)β)

 αt=αtw= arctg(tg20/cosβ)32,860)=23,270.Vậy b= arctg(tgβ.cosβ) αt )

65 , 30 cos





.Với bw= Ψba.aw=0,2.125=25mm

   =

2 14 , 3

86 , 32 sin

1 1

1 20

KHα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng



m u

a

= 42,25.1251= 47,62(mm)Theo (6.40) : v = π.dω1.n1/60000 = 3,14.47,62.968/60000 =2,41(m/s)Với v = 2,41m/s theo bảng 6.13 –I chọn cấp chính xác 9

Với cấp chính xac 9 , bánh răng nghiêng và v = 2,14m/s

d b H HV

K K T

w W

2

1

1

. ư 1





Trong đó:

Chiều rộng vành răng:bw= Ψba.aw=0,2.125=25

a v

o H

H 

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

002 , 0

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=2,41m/s,cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…285 có





=436,84436,84434,63=0,005  bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo (6.43)_ I :

F

 = T b K F d Y Y m Y F

.

2

1

1 1

d b F

w W

2

1

1

. ư 1





Trong đó:

a v

o F

F 

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

006 , 0

125 =5,725Vậy KFV =1+2.283145,725,5.47.1,137,62..251,157 =1,076

76 , 42 25

76 , 3 765 , 0 707 , 0 415 , 1 5 , 28314

F F

, 3

6 , 3 51 , 68

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σσH]max

σH = 434,63MPa

2 , 2 63 , 434 max 

Theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho cấp chậm Nh sau :

Bánh nhỏ và Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có 285

có σb=850 MPa , σch= 580 MPa

b.Xác định ứng suất cho phép :

b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :

[σH] = (σHlim/ SH).ZR.Zv..KXH

Trong đó :

SH là hệ số an toàn khi tiếp xúc

Z là hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt

KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá đạt độ rắn HB 180…285 có 350 MPa , ta có :

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3=265 ; bánh lớn HB4=250 , ta có :

 ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục III ) ta có :

NHE4 = 60.c

3 max ) / (

5 1 8

3 8 ,

5 1 8

3 8 ,

.227,23.19000 = 2,12.108

Với NHE3 > NHO3 nên ta lấy KHL3= 1

Với NHE4 > NHO4 nên ta lấy KHL4= 1

Vậy sơ bộ xác định đợc:

[σH]3 =

H

HL H

S

K 3

3 lim



= 6001,1.1 = 545,45(MPa)

[σH]4 =

H

HL H

S

K 4

4 lim



= 5701,1.1 = 518,18(MPa)Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:

lim



.YR.YS.KXH.KFC

Trong đó :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

YS = 1,08 – 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng

KXF là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1  [σF] = σFlim/SF

Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải NFE đợc xác định nh sau :

σFlim = σ0

Flim.KFL

Trong đó :

σ0 Flim là giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng

KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :

KFL = 6 N FO/N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :

NFE= 60.ci.T i / TmaxmF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục III) ta có :

5 1 8

3 8 ,

[σF]3=

H

FL F

S

K 3

3 lim



= 4771,75.1 = 272,57(MPa)

[σF]4=

H

FL F

S

K 4

4 lim



= 4501,75.1 = 257,14(MPa)ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σH]max=2,8.σch=2,8.580 = 1624(MPa)

[σF3]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa) [σF4]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u23 + 1)

ba H

H u

K T





 23 2 2

] [

021 , 1 225270

= 172,51(mm)

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)172,51 = 1,72–3,45

Theo bảng 6.8 chọn m=2,5

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , ta có β = 00

Số răng bánh nhỏ : z3=

) 1 (

cos 2

23 

u m

a 

=

) 1 82 , 2 ( 5 , 2

0 cos 51 , 172

Tính lại khoảng cách trục aω :

1 1

1 36

4 

= 0,848Theo trên ta có KH = 1,021

KHα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng

23 

u

a

= 22,83.1751 = 91,38(mm)

Theo (6.40) : v = π.dω3.n2/60000 = 3,14.91,38.227,23/60000 =1,09(m/s)Với v = 1,09m/s theo bảng 6.13 –I chọn cấp chính xác 9

d b H HV

K K T

w W

2

1

2

. ư 3

u

a v

o H

H 

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

006 , 0

175

=3,75Vậy KHV =1+2.2252703,75.91,.381,021.70.1=1,052

 KH = KHβ.KHα.KHV =1,052.1.1,021= 1,074

σH = 274.191,693,38.0,848 2.22527070.1.,2074,83(2,831) = 401,77(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=1,09m/s,cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…285 có





=421,87421,87401,77 =0,05  bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo (6.43)_ I :

F

 = T b K F d Y Y m Y F

.

2

1

1 1

d b F FV

K K T

w W

.

2

1

2

. ư 3

o F

F 

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

016 , 0

175

=10,01Vậy KFV =1+210.225270,01.91,.381.1.70,09 =1,13

, 2 38 , 91 70

294 , 3 765 , 0 707 , 0 23 , 1 225270

Y



25 , 65 294

, 3

478 , 3 8 , 61

Vậy F3< [F3] và F4<[F4]

Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên uốn

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σσH]max

σH = 421,88MPa

2 , 2 88 , 421 max 

 Thoả mãn điều kiện về bôi trơn

2.Thiết kế bộ truyền ngoài Bộ truyền xích

Tính lại tỷ số truyền của bộ truyền xích :

ux =

h

ch u

u

= 2

1u u

u ch

= 4,2725.,342,83 = 2,27Các thông số của bộ truyền :

P = P3 =5,16Kw

Ka hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích : Ka = 1( a = 40p )

Kđc hệ số xét đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích : Kđc=1

Kb hệ số xét đến ảnh hởng của điều kiện bôi trơn , lấy Kb=1

Kc hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Với bộ truyền làm việc 2

ca Kc=1,25

Kđ hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng

Với tải trọng va đập vừa Kđ=1,2

2

2 1 2

4



75 , 31 ) 25 57 (

2 2

2 2 1 2

2 2

Z Z Z

Z X Z

25 57 2 2

57 25 122 2

57 25 122

58 , 80 25

Nh vậy s > [s] , xích đảm bảo về quá tải

2.4.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích :

σH =

d

vd d t r

K A

E F K F K

E môđun đàn hồi của vật liệu E=2,1.105(MPa)

A diện tích chiếu của bản lề Bảng 5.12  với p =31,75 ta có A =

Đờng kính trục 1 đợc xác định dựa trên đờng kính của trục động cơ dđc

Ta có :

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

Ta chọn theo chiều dài tiêu chuẩn d1 = 40mm

♣.Đờng kính trục 2 là trục trung gian chọn [ 2]=15MPa:

d2sb ≥ 3

2

2

] [ 2 ,

225270

= 42,18(mm)Chọn d2= 50mm

♣.Đờng kính trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc chọn [ 3]=18MPa :

d3sb ≥ 3

3

3

] [ 2 ,

0 

T

= 3

18 2 , 0

611541

= 55,38(mm)Chọn d3sb = 60mm,

3.2.Xác định khoảng cách các điểm đặt lực và giữa các gối đỡ :

♣.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực :

Chiêu dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ

lm12=(1,4…285 có 2,5)d1sb=(1,4…285 có 2,5)40

lấy lm12=70mm

♣.Các kích thớc liên quan đến chiều dài trục chọn :

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm

Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn=18mm

Dựa vào các công thức trong bảng 10.4 và hình 10.7 ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho trục hai rồi dựa vào kết cấu của hộp giảm tốc ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho các trục còn lại

Lùc t¸c dông lªn trôc 1:

Ta cã:

Ft1=F’t1=

w d

T

1 1

2

=2.2831447,62,5=1189,2(N)Víi tw=23,4270; =32,860

=1189cos,2.32tg23,86,427 =613,43(N)TÝnh lùc t¹i khíp nèi:

t1 13 t1

l

Fk.l l

F'

­ l

Thay sè:Fx1=

290

80 3 , 297 ) 65 225 (

2 ,

=1271,2(N)Thay vµo (1) ta cã:

+ F’a1.

2

1

w d

=0 (4)

(4) FY1=

11

14 r1 13 r1

l

F

ư

=

290

) 65 225 (

43 ,

M1=768,2

2

62 , 47

=18290,84(Nmm)Xét mô men uốn MY:

Tại C có mô men xoắn tập trung

=28314,9(Nmm)Tại B có bớc nhảy lên:M= MC=28314,9(Nmm)

Ta nhận thấy đờng kính trục d=35mm,đờng kính chân răng

Tính mô men tơng đơng :Tại các mặt cắt nguy hiểm.

3

Z Y

M   = 39872 , 95 2  82628 2  0 , 75 28314 , 9 2

Tại 1: Mtd =0.Vậy tại 0 chịu mô men xoắn lớn

Tại bánh răng B chịu mô men xoắn lớn nhất

Tại trục nối A cũng chịu mô men xoắn

Vậy ta tính chính xác đờng kính trục và chọn các then:

dA 20,92(mm)

Tại C:

Dùa vµo b¶ng 9(s¸ch tËp I TTTKHD §CK) ta chän then nh sau:

d tiÕt diÖn then chiÒu s©u r·nh(t1;t2)

1

1

t h l d

T

t  ≤ [σd] (øng suÊt cho phÐp )

b l d

T t c

.

T1: momen xo¾n trªn trôc I T1 = 28314,5Nmm

lt : chiÒu dµi then

1

1

t h l d

T

t  = 252..5628314.(7,54) = 13,48MPa <[σd]

b l d

T t c

.

5 , 28314

3 2

2

w d

l

.l F l F'

­ l

 Fx1=

290

145 4 , 4930 225

2 , 1189 65

2 ,

- F’a1

2

1

w d

(4) FY!=

21

23 3 24 r2 22 r2

l

.

F

ư F' l  l  F r l

=

290

145 04 , 2006 )

65 225 (

43 ,

=-389,59(N)(3) FY0=Fr2+ F’r2- Fr3-FY1

M1=768,2

2

38 , 202

=77734,16(Nmm)Vậy ta có sơ đồ nh hình vẽ

=1189,2

2

38 , 202

=120335,15(Nmm)

Do tính đối xứng ta có đợc mô men nh hình:

Tính mô men tơng đơng :Tại các mặt cắt nguy hiểm.

Ta có: Mtd0=Mtd1=0

Tại A:

4

3

Z Y

M   = 21696 , 81 2  446644 2  0 , 75 120335 , 15 2

Xét tại những điểm có tập trung mô men xoắn lớn

Tính chính xác đờng kính trục và chọn các then:

=45,12Dựa theo yêu cầu độ bền ,công nghệ,đặc tính lắp ghép ta chọn đờng kínhtrụcvà then nh sau:

Đờng kính lắp chỗ lắp bánh răng B d=45mm

Đờng kính lắp chỗ lắp ổ lăn: d=35mm

Đờng kính lắp chỗ lắp bánh răng A và C d=40mm

Dựa vào bảng 9(sách tập I TTTKHD ĐCK) ta chọn then nh sau:

d tiết diện then chiều sâu rãnh(t1;t2)

T

t  ≤ [σd] (ứng suất cho phép )

b l d

T t c

.

lt : chiÒu dµi then

1

2

t h l d

T

t  = 45.260.225270.(9 5,5) = 47,676MPa <[σd]

b l d

T t c

.

225270

2

= 18,54MPa <[c ]Víi d=40m

1

2

t h l d

T

t  = 402..52225270.(8 5) = 72,2MPa <[σd]

b l d

T t c

.

225270

l

l F l

3 ,



=-5180,26(N)Thay vào (1) ta đợc:

l

l F l

F t  XX

 FX1=

290

372 2783 145

4 ,

= 6035,12(N)Thay vào (3) ta có:FX0= -FX1+ Ft4+ FXX

=-6035,12+2783+4930,4=1678,28(N)

*Vẽ biểu đồ mô men xoắn và uốn:

Mô men với trục X:

=637514,03(Nmm)Vậy ta đợc mô men nh hình vẽ:

*Tính các mô men và đờng kính các đoạn trục:

Tại 0 M0=0

Tại A:

4

3

Z Y

M   = 343072 , 8 2  243350 , 6 2  0 , 75 637514 , 03 2

Mtd=694072,45(Nmm)

Tại 1: