Ví dụ tính toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

LINK DOWNLOAD MIỄN PHÍ TÀI LIỆU "Ví dụ tính toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng": http://123doc.vn/document/568108-vi-du-tinh-toan-thiet-ke-hop-giam-toc-banh-rang-tru-rang-nghieng.htm

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

5
- Số liệu ban đầu:
Công suất P (kW) 2,6
Số vòng quay bánh dẫn
1
n
(vg/ph)
189
Mômen xoắn
1
T
(Nmm)
131375,7
Tỷ số truyền u 3,092
Góc nghiêng của trục chính so với phương ngang 30
0

Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt,
trục đóa xích điều chỉnh được.
- Tính toán thiết kế:
1. Chọn loại xích con lăn một dãy.
2. Chọn số răng đóa xích dẫn theo công thức:
1
29 2 29 2.3,092 23
z u
= − = − ≈
răng

3. Tính số răng đóa xích lớn theo công thức:
2 1
23.3, 092 71
z z u
= = ≈
răng
. Vậy thỏa điều kiện Z
max
< (100
¸
130).
4. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :
2
1
71
3, 087
23
= = =
z
u
z

5. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:
0
1.1.1,1.1,5.1.1,12 1,848
a dc b r lv
K K K K K K K
= = =

trong đó:
K
0
= 1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của vò trí bộ truyền

K
a
= 1- hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
K
dc
= 1,1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
K
b
= 1,5 - hệ số ảnh hưởng của bôi trơn, do bôi trơn đònh kỳ
K
r
= 1 - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng
K
lv
= 1,12 - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, do làm việc 2 ca
Hệ số
01 1
/ 25 / 23 1,087
z
K z z
= = =

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

6
Hệ số
01 1
/ 200 /189 1, 058
n
K n n
= = =

Do là xích con lăn một dãy nên K
x
= 1
6. Từ đó ta có công suất tính toán:
[ ]
1
1,848.1,087.1, 058.2,6
5,526
1
z n
t
x
KK K P
P P
K
= = = ≤

Theo bảng 5.4 [3] ứng với công suất cho phép [P] > P
t
và số vòng quay thực nghiệm
n
01
= 200 vg/ph ta có được bứơc xích p
c
= 25,4 mm.
Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p
c
= 25,4 mm tra từ bảng 5.2 [3] ta
có n
tới hạn
= 800 vg/ph nên điều kiện n = 189 vg/ph < n
th
được thỏa.
7. Tiếp tục ta kiểm nghiệm bước xích theo công thức sau :

1
3
1 1 0
600
[ ]
≥
c
x
PK
p
Z n p K

với
0
[ ] 30=
p MPa
tra từ bảng 5.3 [3]
Thế vào biểu thức trên ta có
1
3
3
1 1
2,6.1,848
600 600 19,965
[ ] 23.189.30.1
≥ = =
c
x
PK
p
Z n Po K
mm
Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.
8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
- Vận tốc trung bình của xích:
1 1
189.25, 4.23
1,84 /
60000 60000
c
n p Z
v m s
= = =

- Lực vòng có ích :
1000 1000.2,6
1412,87
1,84
t
P
F N
v
= = =

- Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ
40 40.25, 4 1016
c
a p mm
= = =
(từ
(30 50)
c
a p
= ÷
)
- Số mắt xích :
2
1 2 2 1
2
2
2 2
2.1016 23 71 71 23 25, 4
128, 46
25, 4 2 2 1016
π
π
+ −
 
= + +
 
 
+ −
 
= + + ≈
 
 
c
c
pZ Z Z Z
a
X
p a

Ta chọn X = 130 mắt xích .
- Chiều dài xích:
25, 4.130 3302
c
L p X mm= = =
.
9. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:
Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

7
2
2
1 2 1 2 2 1
0,25 8
2 2 2
c
Z Z Z Z Z Z
a p X X
π
 
 
+ + −
 
 
= − + − −
 
 
 
 
 
 
 

=1035,93 mm
Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một
đoạn bằng (0,002÷0,004)a
Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a = 1032 mm
- Lực tác dụng lên trục:
1,15.1412,867 1624,797
r m t
F K F N= = =

với K
m
= 1,15 do góc ghiêng giữa đường nối tâm 2 trục và phương ngang là
30 40
<
o o
.

- Đường kính đóa xích :
Bánh dẫn:
1
1
25, 4.23
185,96
π π
= = =
c
p Z
d mm

( ) ( )
1 1
0,5 ( / ) 25, 4. 0,5 ( / 23) 197,5
a c
d p Z mm
π π
= + = + =cotg cotg
Bánh bò dẫn:

2
2
25, 4.71
574,04
π π
= = =
c
p Z
d mm

( ) ( )
1 2
0,5 ( / ) 25, 4. 0,5 ( / 71) 586,37
a c
d p Z mm
π π
= + = + =cotg cotg

10. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:

[ ]
1 1
23.189
2,229 20
15 15.130
= = = ≤ =
Z n
i i
X

với [i] = 20 tra bảng 5.6 [3]
11. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:
1
Q
s
F Fv Fo
=
+ +

với Q = 50 (KN) tra bảng 5.1 [1]

1
1412,867
t
F F N= =


2 2
2,6.1,84023 8,805
v m
F q v N
= = =

với
2,6 /
m
q kg m
=
tra bảng 5.2 [1]
Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

8
0
3.1,032.2, 6.9,81 78,967
f m
F K aq g N
= = =

Hệ số độ võng
3
f
K
=
vì góc nghiêng giữa đường tâm trục và phương nằm ngang nhỏ
hơn 40
0
.
Suy ra:
[ ]
1 0
50000
33, 319
1412,867 8,805 78,967
= = = ≥
+ + + +
v
Q
s s
F F F

với [s] = (7,6 ÷ 8,9) bảng 5.7 [3].
Như vậy đã thỏa điều kiện an toàn
Thông số bộ truyền xích:
Z
1
(răng) 23 d
a2
(mm) 586,37
d
1
(mm) 185,96 a (mm) 1032
d
a1
(mm) 197,5 X (mắt
xích)
130
Z
2
(răng) 71 F
r
(N) 1624,797
d
2
(mm) 574,04

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
- Số liệu ban đầu:
Công suất P (kW) 2,73
Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 945
Mômen xoắn T (Nmm) 27589
Tỷ số truyền u 5
Tuổi thọ L
h
(giờ) 24000
Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
− Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

9
Chọn thép 40 Cr đựơc tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn: HB
1
= 300 HB
Bánh bò dẫn: HB
2
= 200 HB
- Tính toán thiết kế:
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
2,4 2,4 7
1 1
30 30.300 2,64.10= = =
HO
N HB
chu kỳ.
2,4 2,4 6
2 2
30 30.200 9,99.10= = =
HO
N HB
chu kỳ.
Và:
6
1 2
5.10
FO FO
N N
= =
chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
7
1 1
60. . . 60.1.945.24000 136,08.10
HE h
N c n L
= = =
chu kỳ
8
2 2
60. . . 60.1.189.24000 2,7216.10
HE h
N c n L
= = =
chu kỳ
7
1 1
60. . . 60.1.945.24000 136,08.10
FE h
N c n L
= = =
chu kỳ
8
2 2
60. . . 60.1.189.24000 2,7216.10
FE h
N c n L
= = =
chu kỳ
Vì:
1 1 2 2 1 1 2 2
; ; ;
HE HO HE HO FE FO FE FO
N N N N N N N N
> > > >

Nên ta có hệ số tuổi thọ:
1 2 1 2
1
HL HL FL FL
K K K K
= = = =

3. Theo 6.13 [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
lim
2 70
OH
HB
σ
= +

Bánh dẫn :
lim1 1
2 70 670
OH
HB MPa
σ
= + =

Bánh bò dẫn:
lim2 2
2 70 470
OH
HB MPa
σ
= + =

4. Ta chọn giới hạn mỏi uốn:

lim
1, 75
OF
HB
σ
=

Bánh dẫn :
lim1 1
1, 75 525
OF
HB MPa
σ
= =

Bánh bò dẫn:
lim2 2
1, 75 350
OF
HB MPa
σ
= =

5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

10

[ ]
lim
0,9
OH
H HL
H
K
s
σ
σ
=
với
1,1
H
s
=
tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có:

[ ]
lim1
1 1
0,9
670.0,9
.1 548,182
1,1
OH
H HL
H
K MPa
s
σ
σ
= = =

[ ]
lim2
2 2
0,9
470.0,9
.1 384,545
1,1
σ
σ
= = =
OH
H HL
H
K MPa
s

Giá trò ứng suất tính toán:
[σ
H
] =
H H
2 2
1 2
0, 5([ ] [ ])σ + σ

Do
[ ] [ ]
min
384,545
σ σ
≤ =
H H
MPa

Suy ra:
[ ]
384,545
σ
=
H
MPa

6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

[ ]
limOF
F FL
F
K
s
σ
σ
=
với
1,75
F
s
=
tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có:

[ ]
lim1
1 1
525.1
300
1, 75
σ
σ
= = =
OF
F FL
F
K MPa
s


[ ]
lim2
2 2
350.1
200
1, 75
σ
σ
= = =
OF
F FL
F
K MPa
s

Vì hộp giảm tốc được bôi trơn tốt (hộp giảm tốt kín), do đó ta tính toán thiết kế theo
độ bền tiếp xúc.
Theo bảng 6.15 [3] ta chọn ψ
ba
= 0,315 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục
Khi đó:
( 1)
0,315.(5 1)
0,945
2 2
ψ
ψ
+
+
= = =
ba
bd
u

Ứng với ψ
bd
vừa chọn, tra bảng 6.4 [3] ta có :
K
Hβ
= 1,07
K
Fβ
= 1,1
7. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

[ ]
( )
1
3
2
3
2
43( 1)
1,07
43(5 1) 129,6
0,315. 384,545 .5
H
w
ba H
T K
a u
u
mm
β
ψ σ
= +
= + ≈
27589.

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

11
Theo tiêu chuẩn chọn: a
w
= 160 mm.
Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo:
m
n
= (0,01÷0,02)a
w
(Ứng với HB
1
, HB
2
< 350HB)
Suy ra: m
n
= 2÷4 ta chọn m
n
= 2
Ta có do bánh răng trụ răng nghiêng nên
8 20
β
≤ ≤
o o

1
1
1
( 1)
cos8 cos 20
2
2 cos8 2 cos 20
( 1) ( 1)
26,4 25,06
n
w
w w
n n
m z u
a
a a
z
m u m u
z
+
⇒ ≥ ≥
⇒ ≥ ≥
+ +
⇒ ≥ ≥
o o
o o

Ta chọn
1
z
= 26 răng >17 (thỏa điều kiện không cắt chân răng)
2 1
. 5.26 130= = =
z u z
răng
8. Khi đó góc nghiêng răng là:
1
( 1)
12,84
2
2.26.(5+1)
arcos arcos
2.160
β
 
+
 
= = =
 
 
 
 
o
n
w
m z u
a

9. Các thông số hình học của bộ truyền:
- Đường kính vòng chia:
1
1
26.2
53, 33
cos cos(12,84 )
z m
d mm
β
= = =
o

2
2
130.2
266,67
cos cos(12,84 )
z m
d mm
β
= = =
o

- Đường kính vòng đỉnh:
1 1
2 57,33
a
d d m mm= + =

2 2
2 270,67
a
d d m mm= + =

- Đường kính vòng đáy:
1 1
2,5 48,33
f
d d m mm= − =

2 2
2,5 261,67
f
d d m mm= − =

- Khoảng cách trục: a
w
=160 mm
- Chiều rộng vành răng:
Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

12
Bánh bò dẫn:
2
0,315.160 52
ba
b a mm
ψ
= = =

Bánh dẫn: dựa vào b
2
= 52 mm và để phù hơp kết cấu ta chọn
b
1
= 58 mm
Vận tốc vòng bánh răng::

1 1
.53, 33.945
2,639 /
60000 60000
d n
v m s
π π
= = =

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9, với vận tốc giới hạn
6 /
gh
v m s=
.
Xác đònh giá trò các lực :
- Lực vòng :
1
2 1
1
2 2.27589
1061,12
53,33
t t
T
F F N
d
= = = =

- Lực hướng tâm:
1
2 1
1061,12. )
396,12
cos cos(12,84 )
tg(20
α
β
= = = =
o
o
t nw
r r
F tg
F F N

- Lực dọc trục :
1 2 1
) 241,86
tg( )=1061,12.tg(12,84
β
= = =
o
a a t
F F F N

10. Tính toán kiểm nghiệm giá trò ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
K
HV
= 1,06
K
FV
= 1,11
1
1
2 ( 1)
[ ]
M H
H
H H
w
Z Z Z
T K u
d b u
ε
σ σ
+
= <

Ta có :
1/2
275
M
Z MPa
=
do vật liệu là thép
2cos
1,73
sin 2
H
t
Z
β
α
= ≈

Z
#
# 0,96 (do lấy
α
ε 1,2=
)
Ta có: b
w
= b
2
= 52 mm
d
w
= d
1
= 53,33 mm
Suy ra:
1
1
2 ( 1)
325, 458 [ ]
H HV
M H
H H
w
T K K u
Z Z Z
MPa
d b u
β
ε
σ σ
+
= = <

với
lim
1.0,9.0,937.1.1,022
[ ] 470 368, 246
1,1
HL R V l xH
H OH
H
K Z Z K K
MPa
s
σ σ
= = =

Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

13
trong đó:
0,9
R
Z
=
;
1
l
K
=
.

0,1 0,1
0,85 0,85.2,639 0,937
V
Z v
= = =


4 4
53,33
1, 05 1, 05 1,022
10 10
xH
d
K = − = − =

Do đó bánh răng thoả điều kiện ứng suất tiếp xúc.
11. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
- Hệ số dạng răng:
Bánh dẫn:
3
1
1
13, 2 13, 2.cos (12,84 )
3, 47 3,47 3,94
26
= + = + =
o
F
v
Y
z

Bánh bò dẫn:
3
2
2
13,2 13, 2.cos (12,84 )
3,47 3, 47 3,56
130
= + = + =
o
F
v
Y
z

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
1
1
[ ] 300
76,142
3,94
F
F
Y
σ
= =

2
2
[ ] 200
56,18
3,56
F
F
Y
σ
= =

Vậy ta sẽ kiểm nghiệm bánh bò dẫn có độ bền thấp hơn.
- Ứng suất uốn tính toán:
2 1
2
1 2
2
2.3,56.27589.1,1.1,11
11,535 [ ]
53, 33.52.2
F F Fv
F F
w w n
Y T K K
MPa
d b m
β
σ σ
= = ≈ <

với
lim
1.1.0,9.1.1
[ ] 350 180
1, 75
FL R x FC
F OF
F
K Y Y Y K
MPa
s
δ
σ σ
= = =

trong đó
1
R
Y
=
;
0,9
x
Y
=
;
1
Y
δ
=
;
1
FC
K
=

Do đó độ bền uốn được thoả
Từ đó ta có bảng kết quả sau: (đơn vò mm)
Thông số bánh răng Bánh chủ động Bánh bò động
Khoảng cách trục (a
w
) 160
Đường kính vòng chia (d) 53,33 266,67
Đường kính vòng đỉnh (d
a
) 57,33 270,67
Đường kính vòng đáy (d
f
) 48,33 261,67
Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

14
Chiều rộng vành răng (b
w
) 58 52
Góc profin gốc (
α
)
20
0

2.3 THIẾT KẾ TRỤC
Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện.
Giới hạn bền:
850
b
MPa
σ
=

Trò số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với
850( )
b
MPa
σ
=
tra trong bảng 10.5
[1]:
[ ]
67MPa
σ
=

Ưng suất xoắn cho phép:
[τ ] = 20 ÷ 25 MPa đối với trục vào, ra
Xác đònh sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
[ ]
1
3
0,2
T
d
τ
≥

A. Trục 1:
Với T
1
= 27589 Nmm
[τ ] = 20 MPa
[ ]
1
3
3
27589
19
0,2 0, 2.20
T
d mm
τ
≥ = =

Chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục:
Tại vò tri nối trục d
0
= 20 mm
Tại vò trí ổ lăn d = 25 mm
Tại vò trí bánh răng d
1
= 30 mm
Xác đònh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm dặt lực
Theo [3] ta chọn
AD = 75 mm
AC = CB = 60 mm
Ta có lực tác dụng:
1
1061,12
T
F N
=