Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
Đối với hộp giảm tốc khai triển

Đối với hộp giảm tốc khai triển

Tải bản đầy đủ - 0trang

+ Độ chính xác về vị trí tương đối giữa các trục không yêu cầu cao lắm.

+ Điều chỉnh sự ăn khớp của các cặp bánh răng, khe hở của các ổ lăn dễ

dàng.

+ Giá thành thấp.

• Nhược điểm của hộp khai triển:

+ Bánh răng phân phối không đối xứng so với gối đở trục, làm tăng sự tập

trung tải trọng lên phần của răng.

+ Tải trọng phân bố không đều lên hai ổ trục, kích thước của ổ được chọn

theo tải trọng lớn, do đó khối lượng hộp giảm tốc khai triển thường lớn

hơn các loại hộp giảm tốc khác.

Hộp giảm tốc khai triển được dùng khá rộng rải trong các hệ thống dẫn động.

1.1.1.1 Đối với hộp giảm tốc hai cấp phân đơi

• Hộp giảm tốc phân đơi có ưu điểm sau:

+ Bánh răng phân bố đối xứng so với gối đỡ trục, giảm được sự tập trung

tải trọng trên một phần của răng.

+ Tải trọng phân bố tương đối đều trên hai ổ, nên kích thước ổ không lớn

và tận dụng hết khả năng của các ổ.

+ Cấp phân đôi tương ứng với một cặp bánh răng chữ V, có khả năng tải

lớn, do đó khối lượng hộp phân đơi nhỏ hơn hộp khai triển có cùng

thơng số làm việc.

• Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi

+ Một trong hai trục của cặp bánh răng chữ V cần tự lựa lực dọc trục, do

đó cấu tạo của gối đỡ trục phức tạp.

+ Chế tạo cặp bánh răng chữ V yêu cầu chính xác cao

+ Số lượng bánh răng tăng, chiều rộng hộp lớn hơn hộp khai triển.

+ Giá thành cao hơn hộp khai triển.

Hộp giảm tốc phân đôi được dùng tương đối rông rãi.

4.5.2 Lựa chọn phương án thiết kế hộp giảm tốc

Dựa vào các ưu nhược điểm của hai hộp giảm tốc trên ta chọn hộp giảm tốc có cấp

phân đơi để thiết kế cho q trình truyền động… ( q trình tính tốn dựa vào sách

thiết kế chi tiết máy)

Ta có động cơ đã được lựa chọn ở phần trên, với các thông số kĩ thuật sau:

Cơng suất 380 (kW)

Tốc độ vòng quay : 735 (v/ph)



Ihgt : 5

i = 35 = ihgt . inh = 5. inh

Trong đó:

ihgt : tỷ số truyền hộp giảm tốc

inh: tỷ số truyền của bộ truyền vành răng ở ngoài hộp giảm tốc.

inh = 7

η1 = 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng

η2 = 0,99 – hiệu suất của một cặp ổ lăn

η3 = 1 – hiệu suất khớp nối

Ta có: đối với hộp giảm tốc phân đơi thì in > ic ( in là tỉ số truyền cấp nhanh; ic là tỉ số

truyền cấp chậm). Có thể chọn hệ thức sau : in = ic (1,2 ÷ 1,3).

Vậy ta chọn in = 1,25 ic.

Do đó ic = 2 và in = 2,5

Tính cơng suất cho các trục:

NI = Nct/η1/η2 = 380/0,97/0,99 = 395,71 (kW)

NII = NI/η1/η2 = 395,71/0,97/0,99 = 412,07 (kW)

NIII = NII/η2/η3 = 361,3/0,99/1 = 416,23 (kW)

Tính số vòng quay của mỗi trục:

n1 = nđc = 735 (v/ph)

n2 = nl/in = 735/2,5 = 294 (v/ph)

n3 = n2/ic = 294/2 = 147 (v/ph)

Tính momen xoắn trên mỗi trục:

Mdc = 9,55× 106 × Nct/ndc = 9,55 × 106 × 380/735 = 4937415 ( N.mm)

Mxl = 9,55× 106 × NI/n1 = 9,55 × 106 × 395,71/735 = 5141538 ( N.mm)

Mx2 = 9,55× 106 × NII/n2 = 9,55 × 106 × 412,07/294 = 13385267 ( N.mm)

Mx3 = 9,55× 106 × NIII/n3 = 9,55 × 106 × 416,23/147 = 27040793 ( N.mm)

4.5.3 Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh:

Công suất bánh dẫn:

Công suất bánh bị dẫn:



4.5.4 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Bánh nhỏ: Thép 40 X thường hóa

σb = 950 MPa ; σch = 700 MPa ; HB = 260;

Bánh lớn: Thép 40 X thường hóa:

σb = 850 MPa ; σch = 550 MPa ; HB = 230;

4.5.5 Định ứng suất cho phép:

Chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:

9 .107

Số chu kỳ cơ sở NHO của thép chế tạo bánh răng lớn là 17.106 (Bảng 10-8 sách

chi tiết máy tập 1)

Vậy Ntđ>NHO

⇒KHL=1

Chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1 = Ntđ2.i = 9.107 .2,5 = 27.107

Ntđ1, Ntđ2 > NHO = 107 => KHL = 1

Vậy ta có σHlim1=σoHlim1, σHlim2=σoHlim2

a Giới hạn bền mỏi tiếp xúc cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ:(bảng 106 sách chi tiết máy 1)

σHlim1=2.HB+70 = 2.260+70 = 590 MPa

σHlim2= 2.HB+70= 2.230+70 = 530 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng

[σHlim1]=(σHlim1/SH).ZRZVKLKxH.

Trong các tính tốn sơ bộ chọn ZRZVKLKxH=1, SH=1,1

⇒Bánh nhỏ [σH1]=590/1,1=536,36 MPa

Bánh lớn [σH2]=530/1,1=481,82 MPa

Để tính bền ta dùng trị số ứng suất tiếp xúc nhỏ:

[σH] = 481,82 MPa

b Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn (công thức 10-72, chi tiết

máy 1)

=>NFO = 4.106

Số chu kỳ chịu tải tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=i.Ntđ2, do đó cũng lớn

hơn NFO.

Ta có NFL = 1 đối với cả hai bánh.

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1



Giới hạn bền mỏi uốn của bánh nhỏ và bánh lớn [công thức 910-74) và

bảng 10-6]



Ứng suất mỏi uốn cho phép được tính theo công thức (10-73) (sách chi

tiết máy tập 2 Nguyễn Trọng Hiệp)



Hệ số an tồn SF = 1,7 (phơi rèn thường hóa hoặc tơi cải thiện)

Hệ số KxF = 1 (đường kính các bánh răng dưới 400 mm). Hệ số YR = 1

Hệ số YS = 1,08 – 1,61 gm = 1,03 (môđun m = 2 mm)

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ



Ứng suất uốn của bánh lớn



Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ



Bánh lớn



Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ

Bánh lớn

4.5.6 Tính sơ bộ đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo cơng thức (10-43)



Trong đó moomen xoắn trên bánh nhỏ



Hệ số chiếu rộng vành răng chọn theo



Lấy sơ bộ KHα = 1,1; theo trị số và đồ thị trên hình 10-14 tìm được KHβ = 1,08

Lấy dωl = 520 mm

4.5.7 Tính khoảng cách trục αω sơ bộ

Mơđun pháp



Chọn m = 14 mm

Tính số răng

Số răng bánh nhỏ:

Số răng bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 92

4.5.8 Các kích thước của các bánh răng

Các đường kính vòng chia ( bộ truyền khơng dịch chỉnh)



Chiều rộng vành răng bω =  d . dω1 = 0,6 . 520 = 312 mm . Lấy bω = 320 mm

Khoảng cách trục aω = 910 mm

Hệ số trùng khớp dọc



Thỏa điều kiện

4.5.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc theo công thức (10-40)

ZM = 275 Mpa1/2 ( các bánh răng bằng thép)



Góc ăn khớp trong mặt mút bánh răng nghiêng khơng dịch chỉnh



Góc ăn khớp trong mặt mút bánh răng nghiêng không dịch chỉnh =



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Đối với hộp giảm tốc khai triển

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×