Đồ án tốt nghiệp: Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc bánh răng hành tinh sơ đồ 2k

Lời nói đầu Sau gần 5 năm học dưới mái trường Đại học kỹ thuật công nghiệp, trước khi ra trường, mỗi sinh viên phải trải qua một đồ án để báo cáo cho tốt nghiệp của mình. Sau khi tìm hiểu, em thấy rằng đồ án cơ sở là mảng đề tài còn hết sức mới mẻ đối với sinh viên của các trường kỹ thuật, hơn nữa để làm được nó đòi hỏi mỗi sinh viên phải chuẩn bị một lượng kiến thức khá lớn về cơ sở lẫn kién thức chuyên ngành. Cũng chính vì vậy mà em đã quyết định làm đồ án tốt nghiệp về bên Hội đồng cơ học máy và coi đây là dịp cọ xát và tổng hợp lại những kiến thức mà mình đã học trong những năm qua. Bản thân em được cô giáo Nguyễn Thị Quốc Dung giao cho đề tài với nội dung như sau: Phần I : Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc bánh răng hành tinh sơ đồ 2k Phần II : Lập quy trình công nghệ chế tạo Sau một thời giam tìm tòi, nghiên cứu qua các tài liệu cùng với sự hướng dẫn tận tình của cô giáo Nguyễn Thị Quốc Dung trong bộ môn Cơ sở thiết kế Máy đến nay công việc làm đồ án của em đã hoàn thành cả về nội dung thuyết minh lẫn phần bản vẽ. Em hy vọng rằng trong quá trình lập trình tính toán, thiết kế nếu còn mắc phải những thiếu sót sẽ được các thầy, cô giáo xem xét và giúp đỡ để trước tiên là em bảo vệ thành công đề tài của mình và để sau khi ra trường em có trình độ chuyên môn vững vàng hơn. Em rất mong được sự giúp đỡ từ phía các thầy cô giáo. Sinh viên thiết kế Lê Xuân Hưng Phần I Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc bánh răng hành tinh 3 cấp sơ đồ 2k 0 Truyền động hành tinh được sử dụng rộng rãi trong thực tế như trong các máy vận chuyển (cơ cấu xe xích, cơ cấu truyền chuyển động quay đến các bánh dẫn của ôtô,ơcơ cấu quay của các xe cẩu xe xúc) ,trong các ngành công nghiệp máy bay và dụng cụ đo .Ngay ở các máy tĩnh tại , truyền động hành tinh cũng đạt hiệu quả cao nhờ sử dụng nó trong các hệ dẫn động tải nặng, kích thước đồ sộ như các thiết bị luyện kim hoá chất …So với hộp giảm tốc bánh răng , hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có kích thước gọn hơn, khối lượng nhỏ hơn nhờ công suất được truyền theo một số dòng (tương ứng với số bánh vệ tinh ) và sử dụng bánh răng ăn khớp trong có độ bền tiếp xúc cao hơn so với bánh răng ăn khớp ngoài. Tuy nhiên ưu điểm của truyền động hành tinh không chỉ giới hạn ở khối lượng và kích thước nhỏ gọn mà ở khả năng dẫn động : từ một trục chủ động có thể truyền năng lượng tới một số trục bị động với vận tốc góc thay đổi trong thời gian làm việc (thí dụ hệ dẫn động các bánh xe ôtô). Truyền động hành tinh còn dùng để tổng hợp các chuyển động , sử dụng khá rộng rãi trong máy cắt kim loại, trong các hệ dẫn động với vận tốc được điều chỉnh vô cấp . Truyền động hành tinh có rất nhiều loại nhưng theo yêu cầu ta thiết kế cơ cấu 2k 0 gồm 2 bánh trung tâm 1và 3(2k) và cần (0) là những khâu cơ bản . Ngoài những ưu điểm đã kể trên , cơ cấu này có hiệu suất cao và quán tính nhỏ . Vì vậy phưong án kết cấu này được dùng rộng rãi hơn cả Chương I Chọn động cơ điện lập bảng thông số I . Chọn động cơ điện. 1.1 . Chọn loại, kiểu động cơ: Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ, là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Theo yêu cầu thiết kế và tính ưu việt của động cơ điện, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc.Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và cos(?) thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được. 1.2 . Chọn công suất động cơ : Công suất trên trục động cơ điện : Từ công thức (2.8)I : Pct = PI = Trong đó : Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ. (KW) PT : Công suất tính toán trên trục máy công tác. P0 = PT = 8(KW) : Hiệu suất truyền động. Với kết cấu của loại hộp giảm tốc bánh răng hành tinh 2k 0 ta thiết kế có hiệu suất truyền động = 0,97 …0,99 Chọn = 0,98, ? Pct = (Kw) Công suất động cơ được chọn phải thoả mãn điều kiện: Pđcct Pđcđm theo công thức (2.19)I Pđcđm : Công suất định mức trên trục động cơ lấy theo tiêu chuẩn. Tra bảng P.131, chọn động cơ 4A132M4Y3 có Pđcđm = 11 (kw) Tên động cơ Công suất (KW) Tốc độ quay (vp) Cos ? ? % TmaxTdn TkTdn 4A132M4Y3 11 1458 0,86 87.5 2,2 2 1.3 . Kiểm tra điều kiện mở máy và điều kiện quá tải cho động cơ: a) Kiểm tra điều kiện mở máy : Pđcct Pđcđm Trong đó : Pđcđm: công suất mở máy của động cơ (kw) Pđcđm = = 2.11 = 22 (kw) Pđcbđ: Công suất ban đầu trên trục động cơ (kw) Pđcbđ = Pđcct.kbđ = 10,88.1,35 = 14,688 (kW) kbđ : Hệ số cản ban đầu. ? Pđcđm = 22 (kw) > Pđcbđ = 14,688 (kW) Vậy điều kiện mở máy được đảm bảo b) Kiểm tra điều kiện quá tải. Bộ truyền làm việc với tải không đổi nên không cần kiểm tra điều kiện quá tải II . Phân phối tỉ số truyền 2.1 . Tỷ số truyền các cấp : Tỉ số truyền của hệ dẫn động là nđc : Tốc độ quay của trục động cơ n0 : Tốc độ quay của trục ra Phân phối tỷ số truyền cho các cấp tỷ số truyền cho các cấp tốc độ có ảnh hưởng lớn tới kích thước kích thước và khối lượng hộp . Vì vậy xuất phát từ yêu cầu kích thước ,khối lượng hộp nhỏ gọn và kết cấu khong gian hộp hợp lý 2.1.1 Phân phối tỷ số truyền cho cấp nhanh. Với bộ truyền TVBV Z1=1 uI =10 Do đó uIIIII= Theo hình 5.5a III ta có uII = 5,05; uIII =2,891 2.2 . Tính toán các thông số trên các trục : a ) Số vòng quay trên các trục Sử dụng phương pháp Willis ,để xác định tỉ số truyền của các loại truyền động hành tinh cũng như vận tốc góc của một khâu bất kì trong bộ truyền . Tỉ số truyền trong chuyển động từ bánh trung tâm 1 đến bánh trung tâm 3(cần O cố định) là: =( )( ) = z3z1 (6.72)I Trong đó : , , lần lượt là vận tốc góc của cần O,bánh trung tâm 1 và 3; dấu () chứng tỏ các bánh 3 và 1 quay ngược chiều nhau . Khi bánh trung tâm 3 cố định và chuyển động được truyền từ khâu 1 đến cần O ,từ (6.72)I với = 0 ta được : ( ) = z3z1 => + 1 = z3z1 => = = 1+ z3z1 =1+e (6.73) I ( là tỷ số truyền của cấp đó) Với e = = được tính theo bảng (6.24)I => n0 = = 1+z2.z3z1.z2 Vì trục của bánh trung tâm 1 và 3 trùng nhau nên z3z2 =z2+z1 ? z3 = z1+2z2 => = 1+z2.(z1+2z2)z1.z2 = 2 + 2z2z1 ? Tỉ số truyền giữa bánh trung tâm 1 và bánh vệ tinh 2 là u = = =>n2 – n0 = Tỉ số truyền giữa bánh vệ tinh 2 và bánh 3 là : Theo (6.75a)I u0 23 = e u ) Cấp nhanh n11=nđc = 730 (vph) u1 = u = =1+e1 =10 =>e1 = =9 => n01 = (vph) và n21 – n01 = ) Cấp trung n12=n01 = 73 (vph) uII = u = =1+e2 =5,05 => e2 = =4,05 => n02 = (vph) và n22 – n02 = ) Cấp chậm n13= n02 = 14,455 (vph) uIII = u = =1+e3 =2,891 =>e3 = =1,891 Và n03 = (vph) ; n23 – n03 = b ) Công suất trên các trục .

Trang 1

Lời nói đầu

Sau gần 5 năm học dới mái trờng Đại học kỹ thuật công nghiệp, trớc khi ra trờng, mỗi sinh viên phải trải qua một đồ án

để báo cáo cho tốt nghiệp của mình Sau khi tìm hiểu, em thấy rằng đồ án cơ sở là mảng đề tài còn hết sức mới mẻ đối với sinh viên của các trờng kỹ thuật, hơn nữa để làm đợc nó

đòi hỏi mỗi sinh viên phải chuẩn bị một lợng kiến thức khá lớn

về cơ sở lẫn kién thức chuyên ngành Cũng chính vì vậy mà

em đã quyết định làm đồ án tốt nghiệp về bên Hội đồng cơ học máy và coi đây là dịp cọ xát và tổng hợp lại những

kiến thức mà mình đã học trong những năm qua.

Bản thân em đợc cô giáo Nguyễn Thị Quốc Dung giao

cho đề tài với nội dung nh sau:

Phần I : Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc bánh răng

hành tinh sơ đồ 2k

Phần II : Lập quy trình công nghệ chế tạo

Sau một thời giam tìm tòi, nghiên cứu qua các tài liệu

cùng với sự hớng dẫn tận tình của cô giáo Nguyễn Thị Quốc Dung trong bộ môn Cơ sở thiết kế Máy đến nay công việc

làm đồ án của em đã hoàn thành cả về nội dung thuyết minh lẫn phần bản vẽ Em hy vọng rằng trong quá trình lập trình tính toán, thiết kế nếu còn mắc phải những thiếu sót sẽ đợc các thầy, cô giáo xem xét và giúp đỡ để trớc tiên là em bảo vệ thành công đề tài của mình và để sau khi ra trờng em có trình độ chuyên môn vững vàng hơn

Em rất mong đợc sự giúp đỡ từ phía các thầy - cô giáo.

Sinh viên thiết kế

Trang 2

Lê Xuân Hng

Phần I

Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc bánh răng

hành tinh 3 cấp sơ đồ 2k- 0

Truyền động hành tinh đợc sử dụng rộng rãi trong

thực tế nh trong các máy vận chuyển (cơ cấu xe xích, cơcấu truyền chuyển động quay đến các bánh dẫn của

ôtô,cơ cấu quay của các xe cẩu xe xúc) ,trong các ngànhcông nghiệp máy bay và dụng cụ đo Ngay ở các máy tĩnhtại , truyền động hành tinh cũng đạt hiệu quả cao nhờ sửdụng nó trong các hệ dẫn động tải nặng, kích thớc đồ sộ

nh các thiết bị luyện kim hoá chất …So với hộp giảm tốcbánh răng , hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có kích thớcgọn hơn, khối lợng nhỏ hơn nhờ công suất đợc truyền theomột số dòng (tơng ứng với số bánh vệ tinh ) và sử dụngbánh răng ăn khớp trong có độ bền tiếp xúc cao hơn so vớibánh răng ăn khớp ngoài Tuy nhiên u điểm của truyền

động hành tinh không chỉ giới hạn ở khối lợng và kích thớc

Trang 3

điện, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ bapha không đồng bộ rô to lồng sóc.Loại động cơ này có u

điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làmviệc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhợc điểm là hiệu suất và

Trang 4

cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vậntốc đợc.

Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ (KW)

PT : Công suất tính toán trên trục máy công tác P0 = PT =8(KW)

: Hiệu suất truyền động

Với kết cấu của loại hộp giảm tốc bánh răng hành tinh

2k-0 ta thiết kế có hiệu suất truyền động = 0,97 …0,99

cơ

Côngsuất(KW)

Tốc độquay(v/p)

Cos

  %

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

4A132M4Y

Trang 5

1.3 Kiểm tra điều kiện mở máy và điều kiện quá tải cho động cơ:

a) Kiểm tra điều kiện mở máy :

Pđc

ct  Pđc

đmTrong đó :

k P T

b) Kiểm tra điều kiện quá tải.

Bộ truyền làm việc với tải không đổi nên không cần kiểmtra điều kiện quá tải

dc h

n u n

  

nđc : Tốc độ quay của trục động cơ

n0 : Tốc độ quay của trục ra

Phân phối tỷ số truyền cho các cấp tỷ số truyền cho các cấptốc độ có ảnh hởng

Trang 6

lớn tới kích thớc kích thớc và khối lợng hộp Vì vậy xuất phát từyêu cầu kích thớc ,khối lợng hộp nhỏ gọn và kết cấu khong gianhộp hợp lý

2.1.1 Phân phối tỷ số truyền cho cấp nhanh

Tỉ số truyền trong chuyển động từ bánh trung tâm 1 đếnbánh trung tâm 3(cần O cố định) là:

Khi bánh trung tâm 3 cố định và chuyển động đợc truyền từkhâu 1 đến cần O ,từ (6.72)[I] với n 3= 0 ta đợc :

Trang 7

=> n0 =

e

n

 1

0 1

n n

Z

Z Z Z

) n n (

91

251649

1

73921

21

n =1+e2 =5,05 => e2 =

7305

5

,,

n



Trang 8

0551

ne

3883805

41

4551405421

22

4551410

,

,n

(v/ph)

94550

2

8912

.,.e

n

e

2221891

11

5891121

Trang 9

Tk = 9,55.106.

k

kn

P (N.mm)

Tốc độquay(v/p)

Công suất(KW)

Mô menxoắn(N.mm)Trục Động

Trang 10

550

Trang 11

N (6.3)[I]

mH : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc

Trang 12

NH1=60.c t( n11 - n01 ) =60.c t. n01 e

NH2=60.c t( n21 - n01 ) = NH1/ ( 0

12

u c) Trong đó :

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay c=3

n01: là số vòng quay trong 1 phút của cần n01 =73( v/p )

t: Tổng số giờ làm việc của bánh răng

o lim

S

Y





(6.2)[I] Trong đó YR:Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt chânrăng

Trang 13

h-SF : hệ số an toàn về uốn SF=1,75 Tra bảng (6.2)[I]

KFC: Hệ số kể đến ảnh hởng của đặt tải một phía hay haiphía

KFC=1 (Tải một phía)

KFL=m F

FE

0 F

 KFL1=KFL2=1

Flim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Theo bảng (6.2)[I] ta có Flim=900 MPa

1

=514 MPaVì bánh vệ tinh 2 có răng làm việc hai phía nên :

KFC=0,70,8 chon KFC=0,75

 [F2]=900.0,75/1,75=385 MPa

* )ứng suất cho phép khi quá tải

- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Trang 14

Theo(6.13’)[I]có[H]max=40.HRCmVới HRCm=52 [H]max=40.52=2080MPa

-ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo(6.14)[I] với HRC=52 ,theo bảng (6.3)[I] ta tra ra HB=507  [F]max=0,6ch khi HB 350

N

N (6.3)[I]

mH=6

NH0 : là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suấttiếp xúc

NH0=30.HB2,4 (6.5)[I]

Trang 15

 NH0=30 2702,4=2,05.107

Theo (6.86)[I] ta có

NH3= NH2.c/ u0

23 Trong đó :

o lim

S

Y





6.2[I]

Trong đó YR:Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt chânrăng

Chọn YR=1

YS :Hệ số kể đến ảnh hởng của vật liệu với tập trung ứngsuất

Chọn YS=1

Trang 16

K[xF]: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng ảnh ởng tới độ bền uốn Lấy K[xF]=1

h-SF : hệ số an toàn về uốn SF=1,75 Tra bảng 6.2[1]

KFL=m F

FE

0 F

NFE số chu kỳ thay đổi ng suất tơng đơng

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

NH3=NF3 = N =60.c.n t (6.6)[I]  NF3 = 30,7 107

Vì NFE> NFO  KFL3=1

Theo bảng (6.2)[I] ta có Flim=1,8HB =1,8.270 = 486MPa

* ) ứng suất cho phép khi quá tải

Theo 6.13 [I] có [H]max=2,8.ch =2,8.700 = 1960 MPa

- ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo 6.14[I]  [F]max=0,8.ch = 0,8.700 = 560 MPa

1.4 Tính toán các bộ truyền:

Trang 17

K.T

bd H

Với truyền động A tra bảng (6.28) [I] chọn bd = 0,7

u là tỉ số truyền giữa bánh 1 và bánh 2 khi dừng cần u0

1431143904

.,

).(

Trang 18

bW =bd dW1 = 0,7.39,65 = 27,75 mm

Theo (6.87)[I] ta có mô đun m = bW/(1215) = 27,75/ (1215)

=1,852,31

Tra bảng (6.8)[I]  trị số mô đun tiêu chuẩn m = 2

Theo bảng (6.11)[I] ta có  aW = 0,5.dW1..(u0

12 + 1)  aW = 0,5.39,65.(4 +1)  100 mm chọn aW =100 mm

Theo (6.21)[I] có aW = m.zt /2 => zt = 2.aW /m = 2.100/2

=100( răng)

- Số răng bánh trung tâm 1 và bánh vệ tinh 2

Từ (6.19)[I] ta có z1 = 20

14

1001

0 12







u

z1 +z3 = k.c (6.70)[I]

trong đó : k là số nguyên , c là số bánh vệ tinh

Kiểm tra điều kiện lắp z1 + z3 = 20 + 180 =200 k.3

Do đó ta phải chọn lại chọn z1 = 21 (răng )=> z3 = 21.9 = 189( răng )

Từ điều kiện đồng trục : z2 = 84

2

211892

1

3 z   

z

( răng )Kiểm tra điều kiện lắp z1 + z3 = 21 + 189 =210 = k.3 Thoảmãn điều kiện lắp

Trang 19

- ) Để vòng đỉnh của các bánh vệ tinh không cắt nhau thìphải thoả mãn điêù kiện kề : da2 < (d1+d2).sin( c)(6.71)[I]

Trong đó: d2, da2 lần lợt la đờng kính vòng chia và vòng

đỉnh bánh răng vệ tinh 2; d1 là đờng kính vòng chia bánhtrung tâm 1

Trang 20

bW = 40 mm

1.5 Kiểm nghiệm các bộ truyền

a Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài (z 1 -z 2 )

0 12

2

w w

H H

M

d.u.b

)u(KT.ZZ

Z   <  H

Trong đó :

ZM:Hệ số kể đến ảnh hởng cơ tính vật liệu của các bánhrăng ăn khớp Tra bảng 6.5[I] ta có

084

121

1238811

12388

ZZ.(

,





Trang 21

KH : HÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc

W W H

K.K.T

d.b.1

17301

0, , = 5,98

 KHV =1 +

1211439042

4230985

.,

,

= 1,022

 KH = 1,2.1.1,022 = 1,2264

Trang 22

 H=

342430

4122641

1439042

8770761

)(,

,.,

[ H] lµ øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [ H] = 903 MPa

Ta thÊy H = 705 < [ H] = 903 Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn vÒtiÕp xóc

* ) §é bÒn uèn

¸p dông c«ng thøc :

F1 =   

m.d.b

Y.Y.Y.K.T

w w

F F

1

1 1

2

[F1] (6.43)[I]

F2 =  

1

2 1 F

F FY

Y

[F2](6.44)[I]

Trang 23

KF  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các

đôi răng khi tính độ bền uốn , với bánh răng thẳng KF  = 1

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp khi tính về uốn : KFV =1,03 ( Bảng P 2.3 [I] )

, ,.,

63372

4230

0441592023611439042



 F2 = , MPa

,

,.,

630104

4

6136337



Ta thấy F1 < [F1] = 514 MPa

F2 < [F2] = 385 MPa

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn

* ) Kiểm tra răng về quá tải

Để tránh biến dạng d hoặc gãy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếpxúc cực đại Hmax không vợt quá giớ hạn cho phép

 H maxqt

H max

H  K 



MPa,

F max

F  K 



,,

Trang 24

2

w w

H H

M

d.u.b

)u

(KT.ZZ

Z    H3

Trong đó :

ZM:Hệ số kể đến ảnh hởng cơ tính vật liệu của các bánhrăng ăn khớp Tra bảng 6.5[I] ta có

0189

184

1238811

12388

ZZ.(

.c

u.T

3

4143904

0 12 1

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH .KH .KHV (6.39)[I]

Với KH  =1,2

Trang 25

KH  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữacác răng đồng thời ăn khớp Với bánh răng thẳng KH =1

KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp

W W H

K.K.T

d.b.2

2 3

2 (6.41)[I]

Trong đó : H =

23 0

u

a.v.g

10544

1730040

,.,

 KHV =1 +

1211918722

168308722

.,

,

= 1,031

 KH = 1,2.1.1,028 = 1,237

16825230

125223711918722

8450761274

.,

),

(,

,.,

Trang 26

[ H3] lµ øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [ H3] = 554,5 MPa

Ta thÊy H = 227 < [ H] = 554,5 Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn

Y.Y.Y.K.T

w w

F F

2

2 2

2

[F2] (6.43)[I]

F3 =  

2

3 2 F

F FY

Y

[F3](6.44)[I]

Trang 27

KF  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp khi tính về uốn

w w FK.K.T

d.b.2

22

(6.46)[I]

F = F.g0.V

23u

105,

=7,899

 KFV = 1+ 1086

1211918722

16830899

.,

,

,.,.,

962

16830

613538030321

1918722



 F3 = , MPa

,

79561

3

6396

Trang 28

* ) KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i

H3max = H3 Kqt 227 2,2336,7MPa < [H3]max = 1960 MPa

F3max = F3.Kqt =95,7 2,2 =210,54MPa < [F3]max = 560 MPa

R¨ng tho¶ m·n ®iÒu kiÖn qu¸ t¶i

Trang 29

df2= d2- 2,5.m= 168 - 2,5.2 =163 (mm)

df3= d3 +2,5.m= 378 + 2,5.2 = 383 (mm)

Trang 30

II Bé truyÒn cÊp trung

0540

Trang 31

KHL=mH

HE

0 H

N

N (6.3)[I]

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay c=3

n02: là số vòng quay trong 1 phút của cần n02 =14,455( v/p )

t: Tổng số giờ làm việc của bánh răng

NH

H 

Do đó [H] = [H]1

Trang 32

Hlimo: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

o lim

S

Y





(6.2)[I]

Trong đó YR:Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt chânrăng

h-SF : hệ số an toàn về uốn SF=1,75 Tra bảng (6.2)[I]

Trang 33

KFL=m F

FE

0 F

 KFL1= KFL2= 1

Flim : øng suÊt uèn cho phÐp øng víi sè chu kú c¬ së

Theo b¶ng (6.2)[I] ta cã Flim=900 MPa

1

=514 MPaV× b¸nh vÖ tinh 2 cã r¨ng lµm viÖc hai phÝa nªn :

KFC=0,70,8 chon KFC=0,75

 [F2]=900.0,75/1,75=385 MPa

* )øng suÊt cho phÐp khi qu¸ t¶i

- øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp khi qu¸ t¶i

Theo(6.13’)[I]cã[H]max=40.HRCmVíi HRCm=52 [H]max=40.52=2080MPa

-øng suÊt uèn cho phÐp khi qu¸ t¶i

Theo(6.14)[I] víi HRC=52 ,theo b¶ng (6.3)[I] ta tra ra HB=507  [F]max=0,6ch khi HB 350

S 



(6.1)[I]

Trang 34

Trong đó Zr :Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt chânrăng làm việc

N

N (6.3)[I]

mH=6

NH0 : là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suấttiếp xúc

NH0=30.HB2,4 (6.5)[I]

 NH0=30 2702,4=2,05.107

Theo (6.86)[I] ta có

NH3= NH2 .c/ u0

23 Trong đó :

Trang 35

o lim

S

Y





6.2[I] Trong đó YR:Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt chânrăng

h-SF : hệ số an toàn về uốn SF=1,75 Tra bảng 6.2[1]

KFL=m F

FE

0 F

NFE số chu kỳ thay đổi ng suất tơng đơng

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

Trang 36

NH3=NF3 = N =60.c.n t (6.6)[I]  NF3 = 6,08 107

Vì NFE> NFO  KFL3=1

Theo bảng (6.2)[I] ta có Flim=1,8HB =1,8.270 = 486MPa

* ) ứng suất cho phép khi quá tải

Theo 6.13 [I] có [H3]max=2,8.ch =2,8.700 = 1960 MPa

- ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo 6.14[I]  [F3]max=0,8.ch = 0,8.700 = 560 MPa

)u.(

K.T

bd H

Với truyền động A tra bảng (6.28) [I] chọn bd = 0,7

u là tỉ số truyền giữa bánh 1 và bánh 2 khi dừng cần u0

12 =1,525

T 12 là mô men xoắn trên trục bánh chủ động T12 = 1395870 (Nmm )

Trang 37

.,.,

),

Tra b¶ng (6.8)[I]  trÞ sè m« ®un tiªu chuÈn m = 5

Theo b¶ng (6.11)[I] ta cã  aW = 0,5.dW1..(u0

12 + 1)  aW = 0,5.92,87.(1,525 +1)  117 mm Chän aW = 120(mm)

Theo (6.21)[I] cã aW = m.zt /2 => zt = 2.aW /m = 2.120/5

=48( r¨ng)

Trang 38

Từ (6.19)[I] ta có Z1 = 19009

15251

481

0 12

,,

Z1 +Z3 = k.c (6.70)[I]

trong đó : k là số nguyên , c là số bánh vệ tinh

Kiểm tra điều kiện lắp Z1 + Z3 = 19 + 77 =96 = k.3

- ) Để vòng đỉnh của các bánh vệ tinh không cắt nhau thìphải thoả mãn điều kiện kề : da2 < (d1+d2).sin( c)(6.71)[I]

Trong đó: d2, da2 lần lợt la đờng kính vòng chia và vòng

đỉnh bánh răng vệ tinh 2; d1 là đờng kính vòng chia bánhtrung tâm 1

=> Điều kiện kề đợc thoả mãn

- Tỷ số truyền thực tế của cặp bánh răng (z1-z2 ) là:

Trang 39

20 23

u.a W

( mm )Theo b¶ng (6.28)[I] cã hÖ sè chiÒu réng r¨ng bd3=0,10,18

2.5 KiÓm nghiÖm c¸c bé truyÒn

a §èi víi cÆp b¸nh r¨ng ¨n khíp ngoµi (z 1 -z 2 )

0 12

2

w w

H H

M

d.u.b

)u(KT.ZZ

Z   <  H

Trang 40

Trong đó :

ZM:Hệ số kể đến ảnh hởng cơ tính vật liệu của các bánhrăng ăn khớp

029

119

1238811

12388

ZZ.(

W W H

K.K.T

d.b.1

a.v.g

H

 (6.42)[I]

Trang 41

Víi v tÝnh theo v = .dW1.n1/60000 (6.40)[I]

120363

073010

/.,

 KHV =1 +

12113958702

95653492

.,

,

= 1,004

 KH = 1,2.1.1,004 = 1,205

 H=

39519

2965

19291205113958702

890761

274

2

)/(

,

,.,

=752 MPa

[ H] lµ øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [ H] = 903 MPa

Ta thÊy H = 752 < [ H] = 903 Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn vÒtiÕp xóc

* ) §é bÒn uèn

¸p dông c«ng thøc :

F1 =   

m.d.b

Y.Y.Y.K.T

w w

F F

1

1 1

2

[F1] (6.43)[I]

Trang 42

F2 =  

1

2 1 F

F FY

Y

[F2](6.44)[I]

KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp khi tính về uốn : KFV =1,04 ( Bảng P 2.3 [I] )

, ,.,

2925

9565

14416250248113958702



Định dạng
Số trang	137
Dung lượng	1,89 MB