Chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc bộ truyền bánh răng

TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là nh nha

I TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là nh nhau

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: SH =1,1

σ°H lim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

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

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30 H2HB,4

j

u

n.c.60

1 1

u

cn.60

7 1

HO 7

3 3

1

8

48,08

4.1.16000.66,5

56,579.1.60

⇒[σH]1 =

MPa5091

,1

1

; [σH]2=

MPa4821

,1

1

Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng ta có:

2

4825092

2 H 1 H

HO 7

3 3

2

8

48,08

4.1.16000.18,3

4,102.1.60

7 6

6 1

8

48,08

4.1.16000.66,5

56,579.1.60

6 2

8

48,08

4.1.16000.18,3

4,102.1.60

2 H

H 1

.u

K.Tψσ

β

Với: T1_: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1=367450 Nmm

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng, Ka = 49,5 (răng thẳng)

Hệ số Ψba = bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn ta có Ψba = 0,4

06,1.367450

Zu

%100.18,3

182,318,3

%100u

uu

∆

Khoảng cách trục tính lại: aw2 = m.(z3+z4)/2 = 3.(33+105)/2 = 207

Chọn khoảng cách trục aw2 = 210, do đó ta cần phải dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục tính lại từ aw2 = 207 lên khoảng cách trục mà ta đã chọn: aw2 = 210

210)zz(5,0m

a

4 3 2

zk

y)zz(x5,

0

x

t 3 4 t

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH] , σH = ZM ZH Zε w m 2w

m H 2

d.u.b

)1u.(

K.T

cos2

α

β

= sin2.22,10

1.2

= 1,69;

εα

75,1105

133

12,388,1Z

1Z

12,388,1

4 3

4

=

−

=ε

− α

Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw3 = 2aw2 /(um+1) = 2.210/(3,18 + 1) = 100,4 mm

4,102.4,100.60000

n.d w3 1

KH α = 1,13

28,118,3

210.538,0.73.004,0u

avg

2 m

2 w o H

ν

với các trị số:

-δH: trị số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có: δH = 0,004

- g0 :hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng ta tra bảng 6.16 có:go =73

Ta có KHv: hệ số kể đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

012,113,1.06,1.367450

2

4,100.84.28,11K.KT.2

d.b.1K

H H I

22 w w H

α β

Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH = KH β.KHVKH α = 1,06.1,012.1,13 = 1,212

Thay số vào (1.1): σH = 274.1,69.0,865

4714

,100.18,3.84

)118,3.(

212,1.367450

2

Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

=>

5,318,3

210.538,0.73.011,0u

avg

t

w 1 o F

ν

026,113,1.37,1.367450

2

4,100.85.5,31K.KT.2

d.b.1K

F F I

22 w w F

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

ứng suất quá tải cho phép : [σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;

[σF1]max = 0,8 ; σch1 = 2,8 580 = 464 MPa;

[σF2]max= 0,8 ; σch2 = 0,8 450 = 360 MPa;

Hệ số quá tải: Kqt= Tmax/T = 1,8;

σH1max=σH K qt =470 , 6 1 , 8 =631 , 4

MPa < [σH]max = 1260 MPa;

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng ta kiểm nghiệm:

σF1max = σF1 Kqt = 98.1,8 = 176,4 MPa;

σF2max = σF2 Kqt = 94.1,8 = 171 MPa

vì σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải

B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng )

1.Chọn vật liệu:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết

kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là nh nhau:

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

σb1 = 850 MPa; σch 1 = 580 Mpa, HB1 = 245 (HB), [σF1] = 252 MPa,

Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 240 có:

σb2 = 750 Mpa; σch 2 = 450 Mpa, HB2 = 230 (HB), [σF2] = 237 MPa,

2 Xác định các thông số ăn khớp:

Do yêu cầu cấu trúc của hộp giảm tốc đồng trục ta tính với giá trị khoảng cách trục của

bộ truyền động cấp chậm bằng với bộ truyền động cấp nhanh aw2 = aw1

∗ Modul : m = (0,01 ữ 0,02) aw1 = (0,01 ữ 0,02).210 = 2,1 ữ 4,2

và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ta chọn modul tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp chậm bằng modul ở cấp nhanh: m = 3

Tính số răng của bánh răng:

Đối với hộp giảm tốc sử dụng một cặp bánh răng nghiêng để đảm bảo lực dọc trục đủ nhỏ để cấu tạo ổ đơn giản đồng thời vẫn đảm bảo đợc công suất truyền của cặp bánh răng trụ răng nghiêng ta tiến hành chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 120

113Z

Zu

%100.66,5

65,566,5

%100u

uu

∆

Góc nghiêng răng: cosβ=m(z13+z22)/2aaw =3.133/2.210=0,95 Nh vậy β = 18,20

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH] , σH = ZM ZH Zε w m 2w 1

m H 1

d.u.b

)1u.(

K.T

Với hệ số chiều rộng vành răng: ψba 1 =(0,3 0,5).ψba 2,khi đó ta chọn theo dẫy tiêu

chuẩn:ψba =0,142; khi đó chiều rộng vành răng sẽ là:

0

96,20)2,18cos

20tg(arctg)

cos

tg(

βα

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: βb có trị số:

tgβb =cosαt.tgβ=cos20,960.tg18,20 =0,3⇒ βb= 170,

ZH = tw

b

2sin

cos2

17cos2

= 1,69;

Hệ số trùng khớp dọc: εβ =bwsinβ/(πm)=30.sin18,20 /(π.2)=1,49>1

εα

61,12,18cos113

120

12,388,1cosZ

1Z

12,388,

2 1

11

n.d

210.92,1.73.002,0u

avg

m

1 w o H

ν

với các trị số:

-δH: trị số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có: δH = 0,002

-g0 :hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng ta tra bảng 6.16 có:go =73

với: ψbd =0,53.ψba(u+1) =0,53.0,142.(5,65+1) =0,5

theo bảng 6.7 ta có KH β = 1,03

02,113,1.03,1.67560.2

16,63.30.71,11K.KT.2

d.b.1

K

H H I

1 w w H

α β

Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH = KH β.KHVKH α = 1,03.1,02.1,13 = 1,2

Thay số vào (1.1): σH = 274.1,69.0,79

46216

,63.65,5.30

)165,5.(

2,1.67560.2

2+ =

Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v = 2 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ) Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 1,25 àm Do đó ZR = 0,95, với da < 700mm ⇒ KxH = 1

⇒ [σH] = [σH] ZRZVKxH = 495,5.1.0,95.1 =470,7 MPa ,

Nh vậy σH < [σH] nên điều kiện bền tiếp xúc của cặp bánh răng thoả mãn Do cặp bánh răng này thừa bền nên ta có thể giảm bớt chiều rộng vành răng, nhng độ sai lệch này nhỏ chỉ vào khoảng 1,7% nên theo điều kiện công nghệ chế tạo theo dãy tiêu chuẩn ta vãn giữ nguyên bw = 30 (mm)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

=>

57,465,5

210.71,1.73.006,0u

avg

t

1 w 1 o F

ν

04,113,1.37,1.67560.2

16,63.30.57,41K.KT.2

d.b.1K

F F I

13 w w F

α β

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

ứng suất quá tải cho phép:

MPa < [σH]max = 1260 MPa;

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng ta kiểm nghiệm:

σF1max= σF1 Kqt = 85.1,8 = 153 MPa ;

σF2max= σF2 Kqt = 77.1,8 = 139 MPa ;

vì σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải

Từ đó lập đợc bảng các giá trị cơ bản của hai bộ truyền nh sau:

Các thông số cơ bản của hệ Kí Bánh răng Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm

nhỏ Bánh răng lớn Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn

ccx

200,1423063,1663,1669,1655,6662,02

200

18,20

09

1130,14230356,85356,85362,85349,35197,34

200

18,20

09

330,48566100,4106,2893,08462,02

200

00,2649

1050,485210319,47325,3312,1197,34

200

00,7869

III tính toán thiết kế trục:

1 Thông số khớp nối trục đàn hồi:

Khớp nối trục đàn hồi truyền công suất từ trục 3 đến tang quay Do khớp nối truyền công suất tơng đối lớn nên ta chọn cách nối trục vòng đàn hồi Tại trục III có mômem xoắn TIII = 1121087 (Nmm) Khi đó tra bảng 16.10a có các kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi đợc tra theo mômem xoắn

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cóσb= 800 MPa

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa

b Xác định sơ bộ đờng kính trục

Theo ct 10.9 đờng kính trục thứ k với k =1 3;

k 3 k[ ]

2,0

Td

67560

(mm)

chọn sơ bộ d = 30, tra bảng 10.2 , ta đợc chiều rộng ổ lăn b0 = 19 mm.

[ ] 20MPa

mm.N367450

367450

(mm) chọn sơ bộ d = 45, tra bảng 10.2, ta đợc chiều rộng ổ lăn b0 = 25 mm

[ ] 25MPa

mm.N1121087

1121087

(mm)chọn sơ bộ d = 60, tra bảng 10.2, ta đợc chiều rộng ổ lăn b0 = 31 mm

c, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chọn k1 = 9 (mm), k2 = 8 (mm), k3 = 10 (mm), hn = 20 (mm)

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục:

Với các kí hiệu:

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của chi tiết trên trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải

lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

lmki: chiều dày mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = 35 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13 = 40 mm, l_m22 = 60 mm, lm32 =80 mm

Chọn hệ toạ độ nh biểu diễn Theo các thông số tính toán đợc, lực từ bánh đai tác dụng lên trục 1 hớng theo phơng y và có trị số là: Fy12 = 536 N.

Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên

Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi tạo ra: Fx33= (0,2 ữ 0,3) Fr ; Fr = 2TIII/D0 , Tra bảng 16.10a ta chọn D0 = 200 mm: Fx33 = 2500 N

Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành phần:

2.67560d

962140.tg20,Cos

.tgF

0

0 t

N7320100,4

2.367450d

2.TF

w23

tw x23

l 13 l x13 F

2 3

2 3

Mtd 3 = M23 +0,75.T2 = 776502 +0,75.675602 =97225Nmm

đờng kính trục tại các thiết diện tơng ứng khi tính sơ bộ:

[ ] 0,1.63 21mm

585101

2 1

2 1

Mtd 1 = M12 +0,75.T2 = 1409632 +0,75.3674502 ≈348045Nmm

2 2

2 2

2 2

,0

Víi trôc 3:

2 31 y

2 31 x

Mtd 31 = M12 +0,75.T2 = 1839772 +0,75.11210872 ≈988167Nmm

2 2 2

32 y

2 32 x

,0

,0

,0

điều kiện bền và điều kiện an toàn khi kiểm nghiệm lại

Chọn kiểu lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo kiểu k6, lắp bánh răng, bánh đai nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Khi tính toán lắp bánh răng và bánh đai lên trục, dùng then bằng để truyền momen xoắn

từ trục đến các chi tiết lắp trên nó

Khi đó theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số về các loại then đợc lắp trên các trục

* Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

- Trứơc khi tính kiểm nghiệm tại các thiết diện ta tiến hành trọn thông số của then trên các đoạn trục:

- Trong quá trình tính kiểm nghiệm về độ bền của các trục, do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chỉ tính kiểm nghiệm riêng cho trục thứ 3 vì là trục chịu momen lớn nhất còn các trục khác em lấy kết quả từ các bảng tra

a, Với thép 45 có: σb =800MPa, σ−1 =0,436.σb =0,436.800=348,8MPa

MPa3,2028,348.58,0

max

M

=σ

3 j

td.bt32

d

3 j

j j

j j max

aj

d.2

td.t

b32

d

MW

M

−

−π

=

=σ

aj

mj

W.2

3 j j 0

d.2

td.bt16

d

=

=

τ

=τ

=

τ

j

2 1 j 1

3 j

j oj

j j

max aj

mj

d.2

td.bt16

d 2

TW

.2

T2

Với các thông số khi chọn then bằng theo tiêu chuẩn và kích thớc các đoạn trục khi tính kiểm nghiệm ta có bảng giá trị nh sau:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm đó thoả mãn điều kiện sau:

s=sσ.sτ/ s2σ +s2τ ≥[ ]s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3

sσ , sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,

đ-ợc tính theo công thức sau đây:

1

k

s

σψ+σ

σ

=

σ σ

− σ

1

.

k

s

τ ψ + σ

τ

=

σ τ τσ

− σ

trong đó : σ-1, τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σa, τa, σm, τm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét

* Xét tại tiết diện lắp bánh răng 4

Phơng pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 …0,63 àm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

1KK

K  ε + − 

=

τ τ

Khi đó tại thiết diện 32 tính toán đợc: Kad1 = 3 , 07,Kτ1 = 2 , 38,

Với trục thép Cacbon => ψσ =0,1 ; ψτ = 0,05

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ theo ct 10.20

9,80.1,07,12.07,3

8,348

.K

s

m a

d

+

=σψ+σ

σ

=

σ σ

− σ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo ct 10.21

9,52,14.05,02,14.38,2

3,202

.K

s

m a

d

+

=τψ+τ

τ

=

τ τ

− τ

Kiểm nghiệm độ bền của then Do trục truyền momen xoắn lớn nên với trục này ta sử dụng 2 then đối xứng nhau

1 t

1 d

' d

)th.(

l

d

T.2.75,075

,

−

=σ

=σ

t

1 c

' c

b.l

d

T.2.75,0.75,

=τ

Theo bảng 9.5với tải trọng [σd] =100 (Mpa) và [τc] =60ữ90 (Mpa) Vậy mối ghép then

thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt

3,Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: σ = σ2 + τ2 ≤[ ]σ

VI.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và đIều chỉnh ăn khớp

1.Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lợng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

Các kích thớc cơ bản đợc trình bày ở trang sau

2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc:

Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm khoảng 30 mm

3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :

Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45

Các kích thớc của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03.210 + 3 = 0,03.210 + 3 = 9,3 mm > 6mm

δ1 = 0,9 δ = 0,9 9,3 = 8,4 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ữ 1)δ = 7,4 ữ 9,3, chọn e = 9 mm

h < 5.δ = 46,5 mmKhoảng 2o

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

II.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai:

Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thờng xuyên ta chọn kiểu lắp

H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn :

∅ d11

7H100

B¸nh r¨ng

7H

B¹c-trôc

11D

vI CHọN ổ LĂN

1.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc:

Xét tỉ số lực dọc trục và lực hớng tâm Fz13/Fy13: Fz13/Fy13 = 630/773 = 0,82 nên dùng ổ

đỡ chặn do đó ta chọn ổ bi đỡ chăn một dãy, chọn sơ bộ ổ đỡ nhẹ hẹp theo GOST 831 – 75

Dựa vào đờng kính ngõng trục d = 20mm tra bảng P2.12 ta tra đợc kí hiệu ổ 36204 Với các số liệu tra đợc: đờng kính trong d =20 mm, đờng kính ngoài D = 47 mm, khả năng tải động C = 12,3kN, khả năng tải tĩnh Co=8,47 kN; b =T =14 mm, r1 = 1,5 mm, r2

=0,5 mm, góc tiếp xúc α = 260

Kiểm nghiệm khả năng tải :

a, Khả năng tải động:

Tải trọng hớng tâm: Fy = 863N

Tỉ số giữa lực dọc trục F_z và khả năng tải tĩnh C0: i.Fz / Co = 0,704 / 8,47 = 0,084,

nh vậy dữa theo bảng 11.4 ta có: e = 0,68, X = 0,41, Y = 0,87

Lực dọc trục suất hiện trong ổ đõ chặn:

Khi đó tải trọng động quy ớc:

Với ổ số 0: Q0 = (X.V.Fy10 + Y.Fz0).kt.kđ

và ổ số 1: Q1 = (X.V.Fy11 + Y.Fz1).kt.kđ

Trong đó:

X: hệ số tải trọng hớng tâm,Y: hệ số tải trọng dọc trục

V: hệ số kể đến vòng nào quay, với trờng hợp này ổ có vòng trong quay nên V = 1

kt : hệ số kể đến ảnh hởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn đợc

Hệ số khả năng tải động: Cd = 1,062.3 556 = 8,9 kN.

Do Cd = 8,9 kN < C = 12,3 kN ⇒ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động

b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

Tải trọng tính toán theo công thức 11.19 với Fz1 = 901

⇒ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh

2 Chọn ổ lăn cho trục trung gian (trục số 2) của hộp giảm tốc.

Trục có lực hớng tâm nh trên trục 1, nên để thống nhất thiết kế ta cũng trọn ổ bi đỡ chặn một dãy Chọn sơ bộ ổ đỡ nhẹ hẹp theo GOST 831 – 75 Sơ đồ bố trí lực tác dụng:

Khi đó tải trọng động quy ớc:

Với ổ số 0: Q0 = (X.V.Fy10 + Y.Fz0).kt.kđ

và ổ số 1: Q1 = (X.V.Fy11 + Y.Fz1).kt.kđ

Trong đó:

X: hệ số tải trọng hớng tâm,Y: hệ số tải trọng dọc trục

V: hệ số kể đến vòng nào quay, với trờng hợp này ổ có vòng trong quay nên V = 1

kt : hệ số kể đến ảnh hởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn đợc

kt = 1 vì (nhiệt độ t ≤ 100oC )

kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, trịc số tra đợc là kđ = 1,2

Q0 = (0,41.1.1175 + 0,87.1183).1.1,2 = 1756 N