Tên hộp giảm tốc : Hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp bánh răng trụ

Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc... Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.. - Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :... Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:Ứng suất uốn tại

Tên hộp giảm tốc : Hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp bánh răng trụ

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

- Hiệu suất của bộ truyền :

 =brnh.brch.❑ôl4 kn .brn

Với brnh : hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp nhanh = 0,98 brch : hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp chậm = 0,98 ôl : hiệu suất của 1 cặp ổ lăn = 0,99

kn : hiệu suất của khớp nối = 1

brn :hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ để hở = 0,94  = 0,98.0,98.0,994.1.0,94 = 0,87

- Công suất tính toán :

Với tải thay đổi => Pt = Ptđ =P1

√t1+(P2

P1)2.t2

t1+t2

Pt là công suất tính toán

P1 là công suất làm việc lâu dài ổn định trong chu kỳ làm việc

Với xích tải : nlv = 60000 v z t = 60000.0,258.125 = 15 (vòng/ph)Trong đó : v : vận tốc xích tải (m/s)

z : số răng đĩa xích tải

Với : U nh là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

U ch là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm Với hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục : unh = uch = √u h = 3,98

TI = 9,55 106 2,11960 = 20990,1 Nmm

Bảng thông số kỹ thuậtTrục

Chương 2 : Tính toán thiết kế chi tiết máy

A Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

II Phân phối tỷ số truyền

Phân tỷ số truyền uh = 16 cho các cấp, ta được u1 = u2 = 4

III Xác định ứng suất cho phép

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

σ Hlim o = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; σ Flim o = 1,8 HB ; SF = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230, khi đó:

σ Hlim1 o = 2HB1 + 70= 2.245 + 70= 560 MPa; σ Flim1 o = 1,8 245=441 MPa

σ Hlim2 o = 2HB2 + 70= 2.230 + 70= 530 MPa; σ Flim2 o = 1,8 230=414 MPa

- Số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc bánh nhỏ là :

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

Chọn c=1, thay vào ta được:

- Ứng suất uốn cho phép :

Số chu kì cơ sở khi tính độ bền uốn bánh lớn là:

Đối với tất cả các loại thép N FO= 4.106

NFE = 60c∑(T i/T max)m Fni.T i

Trong đó:

m F là bậc của đường cong mỏi Lấy bằng 6

Thay vào ta được:

[σ H]= 481,82- ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa.

u2=4 - tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

Do đó a w=m(z1 +z2)

2 = 2,5.(25+102)2 = 158,75 mmLấy a w 2=160 mm

Hệ số giảm đỉnh răng:

∆y= k x z t

1000= 0,1185.(25+102)1000 = 0,015Tổng hệ số dịch chỉnh:

cosα tw= z t m cosα

2a w 2 =(25+102).2,5 cos20 °2.160 =0,932

 α tw=21,196°

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

Z ε = √4−ε α

3 = √4−1,723 = 0,872 Trong đó: ε α=1,88-3,2.(z1

1

+ 1

z2)=1,88-3,2.(251 + 1

102)=1,72Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

go = 73 (Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)

δ H = 0,006 (Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp)

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Ứng suất uốn tại chân răng :

Y F 2=3,55

Với m = 2,5,hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất :

Y S= 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,016 với mođun m = 2,5

YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 700 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a

Ứng suất uốn cho phép :

[σ F 1¿ = [σ¿¿F]1 Y R Y S K xF¿ = 252.1.1,016.1 = 256,032 (MPa)[σ F 2¿ = [σ¿¿F]2 Y R Y S K xF¿ = 236,57.1.1,016.1 = 240,35 (MPa) Thay [σ F 1¿, [σ F 2¿ vào công thức 6.43 ta được :

σ F 1 = 2.81572,92.1,85.0,58.1.3,77.64.63.2,51 = 65,47 (MPa)

σ F 2 = σ F 1 . Y F 2

Y F 1 = 65,47 3,553,77 = 61,65 (MPa) {σ F 1<[σ F 1]

σ F 2<[σ F 2]  Thoả mãn điều kiện bền uốn

e, Kiểm nghiệm về quá tải.

{σ F 1 max<[σ F 1]max=464 MPa

σ F 2 max<[σ F 2]max=360 MPa Thoả mãn điều kiện về quá tải

f, Các thông số và kích thước bộ truyền

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10o  cos β = 0,9848

 Theo công thức 6.31 Số răng bánh nhỏ :

z1 = 2 α w cosβ

m (u+1) = 2.160.0,98482,5.(4+1) = 25,21 Lấy z1 = 25

Số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4.25 = 100, lấy z2= 100

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u m = z2

z1 = 10025 = 4 Cosβ = m(z1 +z2)

2 a w = 2,5.(25+100)2.160 = 0,97656

Suy ra: β= 12,43° = 12°25’45’’.

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc :

σ H = ZM.ZH.Z ε .√2.T1 K H .(u1+1)

b w u1 d2w1Với :

ZM: Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu,theo bảng 6.5: ZM = 274 MPa1/3

b m

 = sin 

ba a m

1

100) ].cos(12,43) = 1,68

Z ε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng

Do ε β ≥ 1 nên Z ε sẽ được xác định theo công thức 6.36c :

Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 5 m/s  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng :K Hα= 1,16

σ H = 274.1,73.0,77.√2.20990,1 1,44 (4+1) 48.4 642 = 226,28 (MPa)

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo công thức 6.1 với vận tốc vòng v = 3,215 m/s < 5 m/s

Như vậy σ H<[σ H]¿ > ¿ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc

d, Kiểm tra răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn tại chân răng :

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a

Ứng suất uốn cho phép :

[σ F 1¿= [σ F]1.Y R .Y S K xF = 252.1.1,016.1 = 256,032 (MPa)

[σ F 2¿= [σ F]2.Y R .Y S K xF = 236,57.1.1,016.1 = 240,355 (MPa)

Thay [σ F 1¿, [σ F 2¿ vào công thức 6.43 ta được :

σ F 1 max= σ F 1 K qt= 25,65 1,4 = 35,91 (MPa) <[σ F 1]max = 464 MPa

σ F 2 max= σ F 1 K qt= 23,68 1,4 = 33,152 (MPa) <[σ F 1]max = 360 MPa

f, Các thông số và kích thước bộ truyền

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

σ Hlim o = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; σ Flim o = 1,8 HB ; SF = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230, khi đó:

σ Hlim1 o = 2HB1 + 70= 2.245 + 70= 560 MPa; σ Flim1 o = 1,8 245=441 MPa

σ Hlim2 o = 2HB2 + 70= 2.230 + 70= 530 MPa; σ Flim2 o = 1,8 230=414 MPa

- Số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc bánh nhỏ là :

NHo1 = 30.H2,4HB 1 = 30.2452,4 = 16259974,4

- Số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc bánh lớn là :

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

Chọn c=1, thay vào ta được:

- Ứng suất uốn cho phép :

Số chu kì cơ sở khi tính độ bền uốn bánh lớn là:

Đối với tất cả các loại thép N FO= 4.10 6

NFE = 60c∑(T i/T max)m Fni.T i

Trong đó:

m F là bậc của đường cong mỏi Lấy bằng 6.

Thay vào ta được:

III Tính toán bộ truyền :

Do đây là bộ truyền ngoài và bôi trơn không tốt,nên ta tính toán thiết kế theo

- Cường độ tải trọng động :

v F =δ F.go.v.√a w

u = 0,016.73.0,1884.√1504 = 1,35 N/mmVới : δ F = 0,016 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15)

go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16)

- Ứng suất uốn tại chân răng :

σ F 1 = 2.T3 K F .Y ε .Y β Y F 1

b w d w 2 m = 2.316741,67.1,12 0,595 1.4,0860.60 3 = 159,48 (MPa)

σ F 2 = σ F 1 . Y F 2

Y F 1 = 159,48 4,083,61 = 180.243 (MPa)Với m = 3, hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất :

Y S= 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,0036 với mođun m = 3

YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 700 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a

- Ứng suất uốn cho phép :

[σ F 1¿ = [σ¿¿F]1 Y R Y S K xF¿ = 252.1.1,0036.1 = 252,91 (MPa)[σ F 2¿ = [σ¿¿F]2 Y R Y S K xF¿ = 236,57.1.1,0036.1 = 237,42 (MPa)

Ta có : {σ F 1<[σ F 1]

σ F 2<[σ F 2]  Thoả mãn điều kiện bền uốn

f, Các thông số và kích thước bộ truyền

Chương 3 : Thiết kế trục

Do yêu cầu chế tạo trục trong hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20 MPa

- Lực vòng : F t 3 = F t 4 = 2.T2

d ω 1 = 2.81572,9263 = 2589,62 (N)

- Lực hướng tâm : F r 3 = F r 4 = F t 3 tan α tw

cosβ = 2589,62 tan21,196 ° cos 0 ° = 1004,24 (N)c) Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

- Lực vòng : F t 5 = F t 6 = 2.T3

d ω1 = 2.316741,6760 = 6334,83 (N)

- Lực hướng tâm : F r 5 = F r 6 = F t 3 tan α tw

cosβ = 6334,83 tan 20° cos0 ° = 2305,69 (N)2) Thiết kế trục vào : trục thứ I :

a) Tính sơ bộ đường kính trục

Xác định đường kính sơ bộ theo mômen xoắn ta được kết quả sau :

Trục I : d1≥ 3

√ T1

0,2.[τ ] = 3

√20990,10,2.20 = 17,38 (mm)Trục II : d2≥ 3

√ T2

0,2.[τ ] = 3

√81572,920,2.20 = 27,32 (mm)Trục III : d3≥ 3

√ T3

0,2.[τ ] = 3

√316741,670,2.20 = 42,94 (mm)Trục IV : d4≥ 3

√ T4

0,2.[τ ] = 3

√1177833,330,2.20 = 66,53 (mm) Chọn sơ bộ đường kính trục d1 = 20 mm, d2 = 30 mm, d3 = 45 mm, d4= 70

mm

b) Sơ đồ lực trong hộp giảm tốc

III Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điềm đặt lực

Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b o theo bảng 10.2 trang 189 :

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục

F k 1 = 0,2 2.T1

D1 = 0,2 2.20990,150 = 167,92 (N)Trong đó D1 = 50 mm (đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trụ vòng đàn hồi) bảng 16-9

 F My = F r 4+F Py - F r 5 = 1004,24+3334,24-2305,69 = 2032,79 (N)b) Vẽ biểu đồ

c) Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tdj tại các tiết diện

1 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Trục đảm bảo về độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm thỏa mãn điều kiện sau :

- σ−1 và τ−1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép

Trong đó :

+ K x : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Theo bảng 10.8 trang 197, chọn K x = 1,06

+ K y : hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền

+ Tại các bề mặt lắp ghép có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số K ε/ε σ và

K τ/ε τ (tra bảng 10.11 trang 198)

+ Với các bề mặt lắp ghép bằng then có thể tra trong bảng 10.12 trang

199 với σ b = 600 MPa và cắt bằng dao phay

- Trên trục I có lắp 2 then, tại tiết diện lắp khớp nối (A-A) và tại tiết diện

lắp bánh răng trụ răng nghiêng chủ động (C-C)

- Trên trục II có lắp 2 then tại tiết diện lắp bánh răng nghiêng trụ răng

thẳng bị động (F-F) và tại tiết diện lắp bánh răng trụ răng thẳng chủ động (G-G)

- Trên trục III có lắp 2 then tại tiết diện lắp bánh răng trụ răng thẳng bị

động (N-N) và tại tiết diện bánh răng trụ răng thẳng chủ động (Q-Q)Theo bảng 9.1a trang 173, ta chọn then theo kích thước sau :

Tiết

diện

Kích thước tiếtdiện then

Chiều sâu rãnhthen

Bán kính góc lượncủa rãnh r

trục t1

Trêntrục t2

Nhỏnhất

Lớnnhất

Chiều dài then : l t = (0,8÷ 0,9).l m với l m : chiều dài mayơ

- Then tại tiết diện A-A :

- Then tại tiết diện N-N :

Theo những phần tính toán trên ta có :

F rB = √106,86 2

+ 39,96 2 = 114,09 N

F rD = √143,472+448,062 = 470,47 N

Có lực dọc trục tác dụng lên ổ D, ổ B thì không có và ta có dB = dD do đólực tác dụng lên tổ D lớn hơn trên ổ B

- Tải trọng quy ước Q :

Q = (X.V.F r + Y.F a).kt.kđ

= (0,45.1.470,47+ 1,46.318,654).1.1= 420,85N = 0,42085 kN

Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay :

- Tải trọng quy ước Q :

Q = (X.V.F r + Y.F a).kt.kđ

= (0,45.1.893,2+ 1,81.412,54).1.1= 1148,64 N= 1,148 kN

Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay :

8 Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ là : L h = 5.200.8.3 = 24000 giờ

Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay :

Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là một mặt phẳng đi qua đường tâm của trục để việc lắp ghép được dễ dàng, vật liệu bằng gang xám GX15-32, các kích thước của hộp được chọn.

1- Chiều dày thành thân hộp:

Với : Chiều dày thành thân hộp

4- Chiều dày mặt bích trên của nắp:

b1 = 1,5.1 = 1,5.8 = 12(mm)

Với 1: Chiều dày thành nắp hộp

5- Chiều dày để hộp không có phần lồi:

c) Ghép nắp ổ: d3 = (0,40,5).dn = 9 (mm)

d) Ghép nắp cửa thăm dầu: d4 = (0,30,4).dn = 6(mm)

- Số lượng bulông nền:

Với: L : Chiều dài hộp; Sơ bộ lấy L = 500 (mm)

B : Chiều rộng hộp; Sơ bộ lấy B = 350 (mm)

n = 200÷ 300 L+B

Vậy: n = 500+350250 = 3,4

Chọn n = 4 (cái)