Thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền Xác định công suất động cơ Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức: Pct Trong đó: Pct : Công suất trên trục động cơ Pt : Công suất trên trục máy công tác η : Hiệu suất truyền động + b = + η = Õ hni Theo sơ đồ của bài ra thì η = hkhớp nối . hmổ lăn . hkbánh răng . hxích 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 hkhớp nối = 0,99; hổ lăn = 0,99; hbánh răng = 0,97; hxích = 0,92 η = 0.99. 0,994. 0,973. 0,92 = 0,831 + Pt = Plv = KW Pct = 0,952. = 3,35 KW Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ Tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động ut = uHGT .uxích Số vòng quay của trục tang quay nlv = = = 36 (vòng/phút) Theo bảng 2.4 , tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ: uHGTsb = 8÷40 (Hộp giảm tốc 2 cấp); uxíchsb = 2÷5 ut = (8÷40).( 2÷5) = (16÷200) Số vòng quay sơ bộ nsb = nlv. utsb = 36. (16÷200) =(576÷7200) (vòng/phút) Chọn quy cách động cơ Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn điều kiện sau: Pđc ≥ Pct ; nđb ≥ nsb ; Tk/Tdn ≥ Tmm/T1 Có Pct = 3,35 KW; nsb = (576÷7200) (vòng/phút); Tmm/T1 = 1,5 Ta chọn được động cơ DK51_4 có các thông số sau: Pđc = 4.5 KW; nđc = 1440 (vòng/phút); Tk/Tdn = 1,4; Tmm/T1 = 2 Cosφ = 0,85; mđc = 84 (kg); Đường kính trục động cơ: dđc = 35 mm Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động uht = = = 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 = = = 2 Dựa 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. uHGT = 20 u1 = 5,1; u2 = 3,92 Tính công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Trục công tác: + Pt = Plv = 2,925 (KW) + nlv = 36 (vòng/phút) + Tt = Tlv = 9,55.106.= 9,55.106.= 776.103 (Nmm) Trục 3: + P3 = (KW) + n3 = nlv . ux = 36. 2 = 72 (vòng/phút) + T3 = 9,55.106.= 9,55.106.= 425,9.103 (Nmm) Trục 2: + P2 = (KW) + n2 = n3 . u2 = 72.3,92 = 282,35 (vòng/phút) + T2 = 9,55.106.= 9,55.106.= 113,11.103 (Nmm) Trục 1: + P1 = (KW) + n1 = nđc = 1440 (vòng/phút) + T1 = 9,55.106.= 9,55.106.= 23.103 (Nmm) Trục động cơ: + Pđc = 4,5(KW) + nđc = 1440 (vòng/phút) + T1 = 9,55.106.= 9,55.106.= 30.103 (Nmm) Bảng kết quả tính toán thu được: Thông số Trục ĐC Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục làm việc P (KW) 4,5 3,482 3,344 3,211 2,925 u 1 u1 = 5,1 u2 = 3,92 ux = 2 n (vg/ph) 1440 1440 282,35 72 36 T (Nmm) 30.103 23.103 113,1.103 425,9.103 776.103 1.2 Thiết kế các bộ truyền 1.2.1 Tính toán các bộ truyền trong hộp: Bộ truyền bánh răng Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt, ta thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau. Theo bảng 6.1, ta chọn: + Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 241..285 σb1 = 850 MPa, σch1 = 580 MPa + Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 192..240 σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 MPa Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] tính theo công thức [σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH Trong đó: + ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. + ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng + 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 = 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 NHO = 30H2,4HB NHO1 = 30H2,4HB1 = 30.2552,4 = 17,90.106 NHO2 = 30H2,4HB2 = 30.2402,4 = 15,47.106 NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti NHE2 = 60c ΣtiΣ(Ti/Tmax)3/Σti = 60.1..18.103[13. + 0,93.] = 27,35.106 > 15,47.106 = NHO2 KHL2 = 1; Tương tự NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1 Vậy sơ bộ tính được [σH1] = = 509 (MPa) [σH2] = = 481,8 (MPa) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng, theo (6.12) : [σH] = ([σH1] + [σH2]) = (509 + 481,8) = 495,4(MPa) < 1,25[σH2] Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng và NHE > NHO, KHL = 1 [σH]’ = [σH2] = 481,8 MPa Ứng suất uốn cho phép[σF] tính theo công thức [σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF Trong đó: + 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 = 1,75 σ°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 = 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 = 60cΣtiΣ(Ti/Tmax)6/Σti = 60.1..18.103[16. + 0,96.] = 23,4.106 > 4.106 = NFO KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1 + Vậy sơ bộ tính được [σF1] = = 252 (MPa) [σF2] = = 236,5 (MPa) Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Xác định sơ bộ khoảng cách trục + Theo (6.15a) Trong đó: + Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (ứng với răng nghiêng, vật liệu thép – thép) + Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,3 + Xác định KHβ: ψbd = 0,5ψba(u1+1) = 0,5.0,3(5,1+1) = 0,67 Theo bảng 6.7, KHβ tương ứng với sơ đồ 3 KHβ = 1,07 + T1’ = T1/2 = 23000/2 = 11500 (Nmm) = 118,38 (mm) 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 = = = 17,22 Lấy z1 = 18 + Số răng bánh lớn: z2 = u1.z1 = 5,1.18 = 91,8 Lấy z2 = 92 + Tỉ số truyền thực là: ut1 = 92/18 = 16/3 ≈ 5,11 + Tính lại β: cosβ = m(z1+z2)/(2aw) = 2(18+92)/(2.102) = 0,9661 β = 14,961° = 14°57’40’’ + Theo bảng 6.9 ứng với bánh răng nghiêng có β = 14,961° thì zmin = 16 + Chiều rộng vành răng bw = ψba. aw = 0,3.118 = 35,4 (mm) + Hệ số trùng khớp dọc εβ = bw. = 35,4.= 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: ≤ [σH] Trong đó: + 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 + ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH= Ở đây: * βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb = cosαt.tgβ * Với răng nghiêng, không dịch chỉnh thì αtw = αt = arctg Theo TCVN 1065 – 71, α = 20° αtw = αt = arctg = 20,643° ZH= = 1,71 + Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì εβ = 1,527 > 1,0 nên Zε = εα = .cosβ = .0,9661 = 1,612 Zε = 0,7876 + KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHβ. KHα. KHv * KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 KHβ = 1,15 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 - Vận tốc vòng (m/s) Với dw1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ n1 – số vòng quay của bánh chủ động dw1 = = = 38,7 (mm) = 3 (m/s) Theo bảng 6.13, với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 5 (m/s), ta chọn cấp chính xác 9. Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 9 KHα = 1,16 * KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1+ Với = δH. go. v. Trong đó: - v = 3 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 go = 73 - δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 δH = 0,002 υ = 0,002.73.3 = 2,1 KHv = 1+ = 1,1 KH = 1,15. 1,16. 1,1 = 1,4674 = 247.1,71.0,7876. = 290,3(MPa) Tính chính xác [σH] [σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH + Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm ZR = 0,95 + Tính ZV: Lấy ZV = 1 + KxH = 1 [σH] = 509.1.1.0,95 = 532 (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 = ≤ [σF1] σF2 = σF1. ≤ [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 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 3 KFβ = 1,12 * KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với cấp chính xác 9, v < 5 (m/s) KFα = 1,4 * KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: KFv = 1+ Với = δF. go. v. Trong đó: - v = 3 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 go = 73 - δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15, δH = 0,006 υ = 0,006.73.3. = 6,32 KHv = 1+ = 1,24 KH = 1,12. 1,4. 1,24 = 1,944 σF1 = = = 58,678 (MPa) σF2 = σF1. = 58,678. = 56,089 (MPa) + Tính chính xác [σF1], [σF2] [σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF * Chọn YR = 1,05 * YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,0318 * KxF = 1 ứng với da < 400mm [σF1] = 262,29. 1,05. 1,0318. 1 = 284,162 (MPa) [σF2] = 246,89. 1,05. 1,0318. 1 = 267,487 (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 + σHmax = [σH].= 344,8. = 448,347 < [σH]max = 1260 + σF1max = σF1. Kqt = 58,678. 1,6 = 90,68 < [σF1]max = 464 σF2max = 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 Khoảng cách trục aw1 = 118 mm Module pháp m = 2 mm Chiều rộng vành răng bw1 = 38,7 mm Tỉ số truyền ut1 = 5,11 Góc nghiêng của răng β = 14,961° Số răng z1 = 18 z2 = 96 Dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính chia: d1 = = = 37,26 mm d2 = = = 190,45 mm Đường 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 mm Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5m = 37,26 – 2,5.2 = 32,26 mm df2 = d2 – 2,5m = 190,45 - 2,5.2 = 185,45 mm Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Xác định sơ bộ khoảng cách trục + Theo (6.15a) Trong đó: + Theo bảng 6.5 chọn Ka = 49,5 (răng thẳng, vật liệu thép – thép) + Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,5 + Xác định KHβ: ψbd = 0,53ψba(u2+1) = 0,53.0,5(3,92+1) = 1,3038 Theo bảng 6.7, KHβ tương ứng với sơ đồ 7 KHβ = 1,12 + T2 = 113,11.103 Nmm + u2 = 3,92 + [σH] = 481,8 MPa = 164,16 (mm) Ta lấy aw = 165 mm Xác định các thông số ăn khớp + m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).165 = (1,65÷3,30) mm Chọn m = 2,5 mm + z1 = = =26,8 Chọn z1 = 27 + z2 = z1.u2 = 27.3,92 = 105,1 Chọn z2 = 105 Tỉ số truyền thực là ut2 = z2/z1 = 105/27 = 3,9 Không cần dịch chỉnh + Tính lại aw = m(z1+z2)/2 = 2,5(27+105)/2 = 165 mm + Góc ăn khớp cosαtw = zt = = 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: ≤ [σH] Trong đó: + 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 + ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH= = = 1,764 + Với răng thẳng thì βb = 0 ε β = 0 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Zε = Với ε α tính theo công thức sau εα = = = 1,742 Zε = = 0,868 + KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHβ. KHα. KHv * KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 KHβ = 1,04 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 - Vận tốc vòng (m/s) Với dw2 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ n2 – số vòng quay của bánh chủ động dw2 = = = 67 (mm) = 1 (m/s) Theo bảng 6.13, với răng trụ răng thẳng, v < 6 (m/s), chọn cấp chính xác 8. Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 8 KHα = 1,09 * KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1+ Với = δH. go. v. Trong đó: - v = 2,1624 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 go = 56 - δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15, δH = 0,004 = 0,004.56.1. = 1,56 KHv = 1+ = 1,043 KH = 1,04. 1,09. 1,043 = 1,182 = 274. 1,764. 0,868. = 437,83 (MPa) Tính chính xác [σH] [σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH + Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm ZR = 0,95 + Tính ZV: Khi v < 5 m/s, lấy ZV = 1 + KxH = 1 [σH] = 481,1.1.1.0,95 = 457 (MPa) σH < [σH] Thỏa mãn độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức σF1 = ≤ [σF1] σF2 = σF1. ≤ [σF2] T’1 = 113110 (Nmm) m = 2,5 (mm) 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+ Với = δF. go. v. Trong đó: - v = 1 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 go = 56 - δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 δH = 0,0011 = 0,006.56. 1. =2,34 KFv = 1+ = 1,05 KF = 1,08. 1. 1,05 = 1,134 σF1 = = = 40,42 (MPa) σF2 = σF1. = 40,42. = 38,3 (MPa) + Tính chính xác [σF1], [σF2] [σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF * Chọn YR = 1,05 * YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163 * KxF = 1 ứng với da < 400mm [σF1] = 262,29. 1,05. 1,0163. 1 = 279,894 (MPa) [σF2] = 246,89. 1,05. 1,0163. 1 = 263,460 (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 + σHmax = [σH].= 437,83. = 553,816 < [σH]max = 1260 + σF1max = σF1. Kqt = 53,964. 1,6 = 86,34 < [σF1]max = 464 σF2max = 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 Module pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw1 = 82,5 mm Tỉ số truyền ut1 = 3,9 Góc nghiêng của răng β = 0 Số răng z1 = 27 z2 = 105 Dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính chia: d1 = mz1 = 2,5.27 = 67 mm d2 = mz2 = 2,5.105 = 262 mm Đường kính lăn: dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.165(3,9+1) = 1617 mm dw2 = dw1ut1 = 1617. 3,9 = 6306 mm Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 67 + 2.2,5 = 72 mm da2 = d2 + 2m = 262 + 2.2,5 = 267 mm Đường 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 Chọn số răng đĩa xích + Có uxích = 2 theo bảng 5.4, ta chọn z1 = 27 z2 = z1. uxích = 27. 2 = 54 Chọn z2 = 54 < zmax = 120 uxt = z2/z1 = 54/27 = 2 Xác định bước xích + Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích Pt = P.k.kz.kn ≤ [P] Trong đó: + Pt là công suất tính toán + P là công suất cần truyền (Chính là công suất của trục ra của HGT) P = P3 = 4,5 KW + kz = z01/z1 = 25/27 – hệ số dạng răng + kn = n01/n1 – hệ số số vòng quay Với n1 = 163, ta chọn n01 = 200 kn = 200/163 + 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.= 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) = 81,42 Lấy số mắt xích chẵn x = 82, tính lại khoảng cách trục theo công thức: a = 0,25p{x – 0,5(z2 + z1) + } = 0,25.38,1{82 – 0,5(27 + 54) + } ≈ 756 mm + Số lần va đập của xích: i = z1n1/(15x) = 27.163/(15.104) = 2,82 < [i] = 35 Kiểm nghiệm xích về độ bền Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s = Q/(kđFt + Fo + Fv) ≥ [s] + Q: tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2, ta được Q = 127 kN, khối lượng 1 met xích q = 5,5 kg + kđ = 1,2 + Ft – lực vòng, N; Ft = 1000P/v Với v = z1.pn1/60000 = 27.38,1.163/60000 = 2,795 m/s Ft = 1000. 4,5 /2,795 = 1610 N + Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra, N 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 da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 345 mm da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 733,9 mm r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 mm df1 = d1 – 2r = 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mm df2 = d2 – 2r = 715,867 – 2.11,22 = 693,427 mm Lực tác dụng lên trục Fr = kx.Ft = 1,15.1610 = 1851 N 1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn 1.3.1 Chọn vật liệu: chọn thép 45 có σb1 = 600 MPa, [τ] = 12..20MPa 1.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau: dk ≥ với k = 1, 2, 3 T1 = 23000 Nmm d1 ≥ = 19,7 mm T2 = 113110 Nmm d2 ≥ = 33,53 mm T3 = 425900 Nmm d2 ≥ = 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 Trục 1 + lc12 = 0,5(lm22 + b01) + k3 + kn lm12 = (1,4..2,5)d1 = (1,4..2,5).31 = (43,4..77,5) Chọn lm12 = 69; k3 = 15; kn = 17 lc12 = 76 l12 = - lc12 = -76 + l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 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 Trục 2 + l22 = l13 = 56 + l23 = l22 + 0,5(lm23 + lm22) + k1 lm23 = (1,2..1,3).35 = (42..52,5) Vì chiều rộng bánh răng 23 là b23 = 82,5 Chọn lm23 = 81 l23 = 132 + l24 = 2l23 – l22 = 2.132 – 56 = 208 + l21 = 2l23 = 264 Trục 3 + l32 = l23 = 132; l31 = l21 = l11 = 264; + l33 = l31 + lc33 lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + kn lm33 = (1,2..1,5)d3 = (66..82,5) Chọn lm33 = 75; k3 = 15; kn = 17 lc33 = 84 l33 = 348 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: + Các lực trên bánh bị động (1’, 2’, 3’) ngược chiều với lực trên bánh chủ động + Tính các lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm: Ft1 = Ft2 = = = 594 N Fa = Ft1.tgβ = 158 N Fr1 = Fr2 = Ft1. = 232 N Ft3 = = 2. = 3376 N Fr3 = Ft3.tgαtw = 3376.tg20° = 1198 N Lực vòng do xích tác dụng lên trục ra là: Fxích = 1610 N Lực tại khớp nối giữa trục vào và trục động cơ là: Fk = 0,3. = 210 N b. Tính các phản lực Fly, Flx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx Chọn chiều các phản lực như trên hình dưới đây: Trục 1 Fx13 = Fx14 = 594; Fy13 = Fy14 = Fr1 = 232; Fz13 = Fz14 = Fa1 = 158; Fx12 = 210; Trục 2 Fx22 = Fx24 = 594; Fy22 = Fy24 = 232; Fz22 = Fz24 = 158 Fx23 = Ft3 = 3376; Fy23 = Fr3 = 1198; Trục 3 Fx32 = 3376; Fy32 = 1198; Fy33 = 1610; Sử dụng các phương trình momen và phương trình cân bằng lực để xác định phản lực tại các gối đỡ. Kết quả tính được các phản lực sau Flx10 = 324; Fly10 = 232; Flx11 = 654; Fly11 = 232; Flx20 = 3470; Fly20 = 376; Flx21 = 2282; Fly21 = 376; Flx30 = 1431; Fly30 = 156; Flx31 = 2750; Fly31 = 2436; c. Biểu đồ momen uốn Mkx, và Mky trong mặt phẳng zOx và zOy và biểu đồ momen xoắn Tk đối với các trục k = 1..3 được vẽ trên các hình dưới đây d. Xác định momen uốn tổng và momen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện. * Trục 1 Mtd13 = 52515 Suy ra d13 = 20,27 Mtd14 = 44672,5 d14 = 19,21 Chọn đường kính các đoạn trục của trục 1: d13 = 20; d14 = 20; * Trục 2 Mtd22 = 219224,2 d22 = 32,64 Mtd23 = 426307,75 Suy ra d23 = 40,7 Mtd22 = 163186,4 d22 = 29,58 Chọn đường kính các đoạn trục của trục 2: d22 = 30; d23 = 35; d22 = 30 * Trục 3 Mtd32 = 414906,4 Suy ra d32 = 40,38 Chọn đường kính các đoạn trục của trục 3: d32 = 50; 1.3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi a. Với thép 45 có σb = 600 MPa Suy ra: σ-1 = 0,436σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 Mpa Theo bảng 10.6, ψσ = 0,05; ψτ = 0; II. Chän æ 1.Chän æ cho trôc 1. Do tæng lùc däc trôc t¸c dông lªn trôc 1 b»ng 0 nªn ta sÏ chän æ bi ®ì cho trôc 1. Theo trªn ta tÝnh ®­îc ®­êng kÝnh trôc 1 t¹i vÞ trÝ l¾p æ lµ 25 mm, tra b¶ng (P 2.7) [TKHDD - I] ta sÏ chän æ bi ®ì cì trung, ký hiÖu 305 víi c¸c th«ng sè: d = 25 mm ; B =17 mm ; D = 62 mm ; C = 17,6 kN ; C0 = 11,60 kN. Chän æ cã ký hiÖu ch÷ O ta cã s¬ ®å l¾p æ : FR1 FR2 B A Ta cã ph¶n lùc t¹i gèi tùa A lµ: N Ph¶n lùc t¹i gèi tùa B lµ: N Ta tÝnh cho gèi ®ì B v× cã lùc Fr2 lín h¬n. Theo c«ng thøc (11.3) [TKHDD - I] víi lùc däc trôc bªn ngoµi Fa = 0 th× t¶i träng quy ­íc: Trong ®ã: ®èi víi æ ®ì chØ chÞu lùc h­íng t©m X=V=1(vßng trong quay); = 1 (nhiÖt ®é 1000C ); =1 (t¶i träng tÜnh) VËy cã: Þ(N) Theo c«ng thøc (11.1) kh¶ n¨ng t¶i ®éng: Trong ®ã: víi æ bi m = 3 L = 60.10-6n.KHE.LKå L = 60.10-6.1420.0,25.15000 = 319,5 (triÖu vßng). Þ = 12,196 (kN) NhËn thÊy C < Cb¶ng = 17,6 kN. Nh­ vËy æ ®· chän ®¶m b¶o kh¶ n¨ng t¶i ®éng. V× ®Æc tÝnh cña bé truyÒn lµ lµm viÖc ªm nªn kh¶ n¨ng t¶i tÜnh cña æ còng lu«n ®¶m b¶o kh¶ n¨ng. 2.Chän æ cho trôc 2. Do tæng lùc däc trôc t¸c dông lªn trôc 2 b»ng 0 nªn ta sÏ chän æ bi ®ì cho trôc 2. Theo trªn ta tÝnh ®­îc ®­êng kÝnh trôc 2 t¹i vÞ trÝ l¾p æ lµ 40 mm, tra b¶ng (P 2.7) [TKHDD - I] ta sÏ chän æ bi ®ì cì nÆng, ký hiÖu 408 víi c¸c th«ng sè: d = 40 mm ; B =27 mm ; D = 110 mm ; C = 50,3 kN ; C0 = 37 kN. Chän æ cã ký hiÖu ch÷ O ta cã s¬ ®å l¾p æ : FR1 FR2 D C Ta cã ph¶n lùc t¹i gèi tùa C lµ: N Ph¶n lùc t¹i gèi tùa D lµ: N Theo c«ng thøc (11.3) [TKHDD - I] víi lùc däc trôc bªn ngoµi Fa = 0 th× t¶i träng quy ­íc: Trong ®ã: ®èi víi æ ®ì chØ chÞu lùc h­íng t©m X=V=1(vßng trong quay); = 1 (nhiÖt ®é 1000C ); =1 (t¶i träng tÜnh) VËy cã: Þ(N) Theo c«ng thøc (11.1) kh¶ n¨ng t¶i ®éng: Trong ®ã: víi æ bi m = 3 L = 60.10-6n.KHE.LKå L = 60.10-6.1420.0,25.15000 = 319,5 (triÖu vßng). Þ = 38,59 (kN) NhËn thÊy C < Cb¶ng = 50,3 kN. Nh­ vËy æ ®· chän ®¶m b¶o kh¶ n¨ng t¶i ®éng. V× ®Æc tÝnh cña bé truyÒn lµ lµm viÖc ªm nªn kh¶ n¨ng t¶i tÜnh cña æ còng lu«n ®¶m b¶o kh¶ n¨ng. 3/ Chän æ cho trôc 3. Do tæng lùc däc trôc t¸c dông lªn trôc 3 b»ng 0 nh­ng c¸c ph¶n lùc t¸c dông lªn æ rÊt lín nªn ta sÏ chän æ ®òa trô ng¾n ®ì cho trôc 3. Theo trªn ta tÝnh ®­îc ®­êng kÝnh trôc 3 t¹i vÞ trÝ l¾p æ lµ 60 mm, tra b¶ng (P 2.8) [TKHDD - I] ta sÏ chän ®òa ®ì cì trung hÑp, ký hiÖu 2312 víi c¸c th«ng sè: d = 60 mm ; B =31 mm ; D = 130 mm ; C = 100 kN ; C0 = 77,2 kN. Chän æ cã ký hiÖu ch÷ O ta cã s¬ ®å l¾p æ : FR1 FR2 F E Ta cã ph¶n lùc t¹i gèi tùa E lµ: N Ph¶n lùc t¹i gèi tùa F lµ: N Do Fr2 l¬n h¬n nªn ta sÏ tÝnh trôc t¹i F. Theo c«ng thøc (11.3) [TKHDD - I] víi lùc däc trôc bªn ngoµi Fa = 0 th× t¶i träng quy ­íc: Trong ®ã: ®èi víi æ ®ì chØ chÞu lùc h­íng t©m X=V=1(vßng trong quay); = 1 (nhiÖt ®é 1000C ); =1 (t¶i träng tÜnh) VËy cã: Þ(N) Theo c«ng thøc (11.1) kh¶ n¨ng t¶i ®éng: Trong ®ã: víi æ ®òa m = 10/3 L = 60.10-6n.KHE.LKå L = 60.10-6.1420.0,25.15000 = 319,5 (triÖu vßng). Þ = 99,2 (kN) NhËn thÊy C < Cb¶ng = 100 kN. Nh­ vËy æ ®· chän ®¶m b¶o kh¶ n¨ng t¶i ®éng. V× ®Æc tÝnh cña bé truyÒn lµ lµm viÖc ªm nªn kh¶ n¨ng t¶i tÜnh cña æ còng lu«n ®¶m b¶o kh¶ n¨ng. *KÕt luËn: Ta sÏ chän æ nh­ sau: Trôc Th«ng sè d(mm) D(mm) B (mm) C(KN) C0(KN) 1 25 62 17 17,6 11,6 2 40 110 27 50,3 37 3 60 130 31 100 77,2 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………………………………………..