Thiết kế hệ dẫn động môtơ - hộp giảm tốc bánh răng hành tinh và lập quy trình công nghệ gia công bánh răng trung tâm Z31

Tài liệu tham khảo Thiết kế hệ dẫn động môtơ - hộp giảm tốc bánh răng hành tinh và lập quy trình công nghệ gia công bánh răng trung tâm Z31

Nội dung

Phần 1: Chọn động cơ - Phân phối tỷ số truyền cho hộp hành tinh

32 0212 31

0111A

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền bánh răng 27

Phần 4: Thiết kế vỏ hộp và chọn chế độ bôi trơn 85 Phần 5: Quy trình công nghệ gia công bánh răng trung tâm Z31 88

2 Số lợng bản vẽ:

1 bản vẽ A0 : Bản vẽ lắp Môtơ - Hộp giảm tốc

1 bản vẽ A0 : Lu đồ thuật toán phân phối tỷ số truyền,

lựa chọn số răng cho hệ hành tinh 2 cấp

1 bản vẽ A1 : Bản vẽ chế tạo bánh răng Z31

1 bản vẽ A1 : Bản vẽ lồng phôi

4 bản vẽ A0 : Quy trình công nghệ gia công bánh răng Z31

Bản thuyết minh thiết kế đồ án tốt nghiệp đã đợc thông qua.

Ngày tháng năm 2008

(Ký tên đóng dấu)

PGS TS Phan Quang Thế Th S Nguyễn Thị Hồng Cẩm PGS TS Vũ Quý Đạc

Nhận xét của giáo viên hớng dẫn

NhËn xÐt cña gi¸o viªn chÊm

Tài liệu tham khảo [1] Hệ dẫn động hành tinh

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển

NXB KHKT - 1996

[2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập I, II

PGS TS Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển

NXB GD, Hà Nội - 2004

[3] Thiết kế chi tiết máy

Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm

NXBGD, Hà Nội - 2004

[4] Tự động hoá thiết kế cơ khí

PGS TS Trịnh Chất - TS Trịnh Đồng Tính

NXB KHKT, Hà Nội - 2005

[5] Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy

Trịnh Chất

NXB KHKT, Hà Nội - 2001

[6] Dung sai và lắp ghép

PGS TS Ninh Đức Tốn

NXB GD, Hà Nội - 2001

[7] Hớng dẫn thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy

GS TS Nguyễn Đắc Lộc - Lu Văn Nhang

NXB KHKT, Hà Nội - 2004

[8] Thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy

GS TS Trần Văn Địch

NXB KHKT, Hà Nội - 2007

[9] Công nghệ chế tạo máy - tập I, II

PGS PTS Nguyễn Đắc Lộc

PGS PTS Lê Văn Tiến cùng các tác giả

NXB KHKT, Hà Nội - 1998

[10] Tập bản vẽ chi tiết máy

Nguyễn Bá Dơng - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc

Lê Đắc Phong

NXB Đại Học và Trung Học Chuyên Nghiệp, Hà Nội - 1978

[13] Đồ gá gia công cơ khí Tiện - Phay - Bào - Mài

Hồ Viết Bình - Lê Đăng Hoành - Nguyễn Ngọc Đào

[19] Truyền dẫn thuỷ lực trong chế tạo máy

Trần Doãn Đỉnh - Nguyễn Ngọc Lê - Phạm Xuân Mão

Nguyễn Thế Thởng - Đỗ Văn Thi - Hà Văn Vui

NXB KHKT, Hà Nội - 2002

[20] Giáo trình hệ thống truyền động thuỷ khí

PGS TS Trần Xuân Tuỳ

ThS Trần Minh Chính

KS Trần Ngọc Hải

Đà Nẵng - 2005

[21] Thiết kế cơ khí với AutoCAD

Mechanical (Mechanical Desktop)

TS Nguyễn Hữu Lộc

NXB TP Hồ Chí Minh - 2003

[22] SKF - Electronic HandBook

Program version 1.1 August 1995

Lời nói đầu

Hiện nay, đất nớc ta đang trên con đờng hội nhập quốc tế, công cuộc công nghiệp hoá, hiện đại hoá đất nớc càng trở nên quan trọng hơn bao giờ hết Các ngành kinh tế, khoa học kỹ thuật nói chung và ngành cơ khí nói riêng càng đòi hỏi các kỹ s, các cán bộ kỹ thuật phải có kiến thức tơng đối rộng và phải biết vận dụng sáng tạo những kiến thức đã học để giải quyết các vấn đề thực tế đề ra Đồ án tốt nghiệp có vai trò hết sức quan trọng trong chơng trình đào tạo kỹ s chuyên ngành cơ khí chế tạo máy Qua quá trình làm đồ án tốt nghiệp giúp cho sinh viên hệ thống lại các kiến thức thu nhận đợc trong quá trình học tập và trong thời gian thực tập tốt nghiệp, từ đó hình thành khả năng làm việc độc lập

và một phong cách làm việc khoa học của các kỹ s cơ khí khi giải quyết các bài toán thực tế.

Là một sinh viên theo học ngành cơ khí chế tạo máy, trong thời gian làm đồ

án tốt nghiệp em đợc giao nhiệm vụ: “Thiết kế hệ dẫn động môtơ - hộp giảm

tốc bánh răng hành tinh và lập quy trình công nghệ gia công bánh răng trung tâm Z 31 ” Đây là một đề tài khá mới và khó đối với em, tài liệu chuyên khảo về

vấn đề này còn rất hạn chế, các tài liệu giảng dạy cho sinh viên ngành cơ khí

ch-a đề cập đến các vấn đề khi tính toán thiết kế Tuy nhiên trong quá trình làm đồ

án tốt nghiệp đợc sự chỉ bảo tận tình của giáo viên hớng dẫn ThS Nguyễn Thị Hồng Cẩm và các thầy cô trong khoa cơ khí, đồ án tốt nghiệp của em đến nay đã hoàn thành Song do hiểu biết về lý thuyết chuyên đề và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế nên đồ án này không thể tránh khỏi sai sót Em rất mong nhận đợc sự

chỉ bảo của các thầy cô và các bạn để em có thể hiểu biết sâu hơn về đề tài này, cũng nh hoàn thiện đợc phơng pháp tính toán thiết kế.

Em xin chân thành cảm ơn cô giáo ThS Nguyễn Thị Hồng Cẩm cùng các thầy cô trong khoa cơ khí - Trờng ĐHKTCN Thái Nguyên đã tận tình hớng dẫn em hoàn thành đồ án đúng thời hạn Đồng thời em cũng bày tỏ lòng biết ơn chân thành tới các thầy cô giáo và các bạn đã giúp đỡ em trong suốt 5 năm học cũng

nh trong thời gian làm đồ án tốt nghiệp.

Thái Nguyên, ngày 25 tháng 05 năm 2008

Sinh viên

Hoàng Mạnh Cờng

Phần 1Chọn động cơ

phân phối tỷ số truyền cho hộp hành tinh hai cấp

32 0212 31

0111A A

1.1 Giới thiệu chung về hệ dẫn động hành tinh

Truyền động bánh răng hành tinh là truyền động bánh răng mà trong cơ cấu

có ít nhất một bánh răng có trục quay di động đối với vỏ Bánh răng có trục quay

di động đối với vỏ trong quá trình làm việc đợc gọi là bánh vệ tinh Khâu trên

đó đặt bánh vệ tinh đợc gọi là cần và đợc kí hiệu bằng số 0 Khi làm việc cầnquay hoặc có thể quay quanh một trục cố định gọi là trục chính Các bánh răng

ăn khớp với bánh vệ tinh và có trục trùng với trục chính đợc gọi là các bánh

trung tâm Các khâu có thể quay quanh trục chính và khi bộ truyền làm việc

tiếp nhận tải trọng ngoài đợc gọi là các khâu cơ bản

Truyền động hành tinh so với truyền động bánh răng thờng có rất nhiều u

điểm nh: tỷ số truyền lớn, từ một trục chủ động có thể truyền năng lợng tới một

số trục bị động với vận tốc góc thay đổi trong thời gian làm việc (nh hệ dẫn độngcác bánh xe ô tô), khuôn khổ kích thớc nhỏ gọn (chỉ bằng 1/3 hay 1/4 khối lợngcủa hệ dẫn động bánh răng thờng có cùng công suất truyền dẫn hoặc có khi còn

bé hơn nữa) Truyền động hành tinh còn dùng để tổng hợp chuyển động, sử dụngkhá rộng trong máy cắt kim loại, trong hệ dẫn động điều chỉnh vô cấp, trong cácthiết bị đo lờng Ngoài ra hệ dẫn động hành tinh còn có một số công dụng đặcbiệt nh:

 Hệ hành tinh rất thích hợp trong công việc truyền công suất lớn giữa haitrục đồng trục với nhau

 Với hệ hành tinh cũng có thể thực hiện đợc truyền động theo một chiều(tải không thuận nghịch bằng cách lợi dụng hiện tợng tự hãm)

Truyền động bánh răng hành tinh có rất nhiều sự khác biệt so với truyền

động bánh răng thờng về mặt động học (tỷ số truyền), hiệu suất, phơng pháp tínhtoán thiết kế

Trong khuôn khổ đồ án tốt nghiệp, do thời gian nghiên cứu có hạn nên emchỉ đa ra những sự khác biệt về phơng pháp tính toán thiết kế một bộ truyền bánhrăng hành tinh ứng với một sơ đồ và một chế độ làm việc cụ thể

1.2 chọn động cơ

1.2.1. Xác định công suất cần thiết cho động cơ

Công suất trên trục ra:

P01  7 , 2 (kw)

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

2 7

+ P ct dc : công suất cần thiết trên trục động cơ

+ sb1201 : hiệu suất sơ bộ của hộp giảm tốc hành tinh, với hộp giảm tốc hành tinh 2 cấp hoặc 3 cấp thì hiệu suất truyền động thờng trong khoảng ( 0,7  0,9), chọn sb1201  0 , 8

dm P

P 

) / (vg ph

T n db

(vg/ph)

 Kiểm tra điều kiện mở máy

Để khởi động hệ thống thì động cơ phải có công suất mở máy lớn hơn công suất cản ban đầu trên trục động cơ:

dc bd dc

k dc

mm   2 0 11  22

dc bd dc

mm P

P 

Vậy động cơ đợc chọn đã thoả mãn điều kiện mở máy

 Kiểm tra điều kiện quá tải

Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.1.3 phân phối tỷ số truyền cho hệ hành tinh 2 cấp

1.3.1 Cơ sở phân phối tỷ số truyền cho các cấp trong hệ

Tỷ số truyền thực của hộp là:

2 16 90

Từ kí hiệu của sơ đồ 32

0212 31

0111A A

Pb

Plv

d

t P

0111A

A đây là hộp giảm tốc hànhtinh 2 cấp gồm 2 cơ cấu 2k-0, kiểu A ghép liên tiếp Cơ cấu 2k-0 là cơ cấu gồmhai bánh răng trung tâm 1 và 3 (2k) và cần 0 là những khâu cơ bản, ở đây cơ cấu2k-0 với bánh vệ tinh có 1 vành răng nên đợc kí hiệu là A

Các khâu của cấp chậm mang chỉ số 1, các khâu cấp nhanh mang chỉ số 2,cần mang bánh vệ tinh có chỉ số 0 ở trớc, các bánh trung tâm cố định mang chỉ

số 3 ở đằng trớc, các bánh trung tâm quay mang chỉ số 1 ở đằng trớc

Trên (hình 1) bánh trung tâm cố định là 31, 32; các bánh trung tâm quay là 11, 12;các bánh vệ tinh là 21, 22 và cần là 01, 02

Cũng nh trong hệ truyền động bánh răng thờng, bên cạnh vật liệu chế tạobánh răng và điều kiện chịu tải, việc phân phối tỷ số truyền (ih) của hệ cho cáccấp trong hệ có ảnh hởng rất lớn tới kích thớc và khối lợng của hệ Cho đến nay,

đã có một vài phơng pháp phân phối tỷ số truyền xuất phát từ yêu cầu khối lợng

và kích thớc nhỏ gọn hoặc trên cơ sở giải bài toán tối u với hàm mục tiêu đợcchọn thoả mãn các chỉ tiêu đề ra nh: hiệu suất của hệ cao nhất, khối lợng của hệnhỏ nhất, giá thành của hệ nhỏ nhất…

ở đây ta phân phối tỷ số truyền xuất phát từ yêu cầu kích thớc nhỏ gọn và

độ bền tiếp xúc đều của các cấp bánh răng, và xuất phát từ việc giải bài toán tối u

tỷ số truyền thoả mãn các ràng buộc về độ bền (độ bền uốn, độ bền tiếp xúc…),

11

T

T T

T

Trong đó: - T11 và T12 : là momen xoắn trên bánh chủ động của bộ truyền cấp

chậm và cấp nhanh đợc xác định theo từng sơ đồ cụ thể

- T11 và T12 : là momen xoắn cho phép trên bánh chủ động của bộ

truyền cấp chậm và cấp nhanh xác định từ công thứctính ứng suất tiếp xúc

Từ công thức tính ứng suất tiếp xúc 4.22 [1] có thể xác định đợc momenxoắn cho phép trên bánh chủ động của bộ truyền

2 2

1 1

1

2( ) .( )





Z Z Z K u

u q d b T

H M H

H w

.

1 2

0 3

1 1





u

K u q d

b



)



Z Z Z K

K

H M H H

2

0 

HV H

3

Z

Z d

d P w

1

K P

P

P q d

) (

.

) (

.







(1.3)

Kí hiệu chỉ số 1 cho các thông số của bộ truyền cấp chậm và chỉ số 2 cho

bộ truyền cấp nhanh, trị số momen xoắn cho phép trên trục bánh chủ động đốivới cấp chậm và cấp nhanh là:

).(

)

.(

12

1

1 3 1

01 1

1 3 31 1 11







P P

K P

q d

T bd w

(1.4)

).(

)

.(

12

1

2 3 2

02 2

2 3 32 2 12







P P

K P

q d

T bd w

(1.5)

Ta có tỉ số các momen:

 

))(

(

11

11

2 1

3 1

2 1

3 2 3 12

P

P P

P c T

01 1 1

K q

K q bd

bd





32 31

w

w d

d

c 

32

w

d , d w31 là đờng kính vòng lăn của bánh răng trung tâm 31 và 32

Thông thờng c = (1  1,2), muốn có kích thớc hớng kính nhỏ nhất nênchọn c = 1 Để xác định các thông số P1 và P2 cần phải giải đồng thời 2 phơngtrình sau:

),(

2 1

2 1 11

12

P P f i

P P f T T

h

Với sơ đồ 32

0212 31

11



 P T

T

(1.8)

Do đó từ (1.6) và (1.8) ta có :

)(

))(

(

1

11

1 3 2

2 1

3 1 3

P P

P c

Ta có thể xác định P2 theo (1.7) và (1.9) thông qua đồ thị 5.5.a [1] phụthuộc vào i h và c3 nhng đồ thị này xuất phát từ yêu cầu khuôn khổ kích thớc

nhỏ gọn (hàm mục tiêu là khuôn khổ kích thớc nhỏ gọn) Việc chọn chính xác P2

bằng đồ thị khó đạt đợc độ chính xác cao Với sự trợ giúp của máy tính ta có thểxác định đợc P2 đồng thời thoả mãn điều kiện (1.7) và (1.9) đồng thời đạt đợc độ

chÝnh x¸c cao Ta cã thÓ sö dông b¶ng tÝnh Excel, lËp tr×nh Pascal, lËp tr×nhVisual Basic… theo ®iÒu kiÖn sau:

) )(

(

1

1 1

1 3 2

2 1

3 1 3

P P

P P

P c

1 1

)1 )(1 (

1

3 2

2 1

3 1

P P P delta

1 1

P i

P2, ih, delta, P1

Private Sub CmdTinh_Click()

Dim Ih As Currency, P2 As Currency, P1 As Currency, delta As Currency, U1

As Currency, U2 As Currency, Cx As Currency

1.4 tính chọn số răng các bánh răng 2 cấp

1.4.1 Cơ sở toán học của việc lập trình tính chọn số răng

Khi thiết kế hệ truyền động hành tinh việc xác định số răng các bánh trong

hệ liên quan chặt chẽ với các thông số nh: tỷ số truyền, hiệu suất truyền động

Do đó số răng các bánh răng đợc chọn phải đảm bảo các yêu cầu vể tỷ số truyền,

độ bền uốn của răng và các đặc điểm kết cấu của truyền động hành tinh, đó làcác yêu cầu về: điều kiện đồng trục, điều kiện lắp, điều kiện kề

1.4.1.1 Điều kiện đồng trục

Trong các truyền động hành tinh 2 hoặc 3 bánh trung tâm phải đảm bảo yêucầu trục hình học của các bánh trung tâm này trùng nhau Đó là điều kiện đồngtrục

1

2

3 0

Hình 3: Cơ cấu 2k-0

ở cơ cấu 2k-0, trục quay của bánh 1 và 3 trùng nhau khi khoảng cách trục a12

giữa bánh trung tâm 1 và bánh vệ tinh 2 và khoảng cách trục a23 giữa bánhtrung tâm 3 và bánh vệ tinh 2 bằng nhau, tức là:

a 12 a23

Hoặc : r1 r2 r3  r2

Với các bánh răng cùng môđun thì:

3 2

Trục đối xứng của các rãnh răng của tất cả bánh vệ tinh phải trùng với trục

đối xứng của các răng bánh trung tâm ăn khớp với các bánh vệ tinh.

Giả sử cùng ăn khớp với 1 bánh trung tâm có q bánh vệ tinh, chúng cách đềunhau 1 góc bằng:

Muốn cho các trục đối xứng của răng bánh trung tâm trùng với các trục đối

xứng của rãnh răng bánh vệ tinh lắp cách nhau 1 góc  thì cung vòng chia l chắn

 phải là bội số của bớc răng P, tức là:

k P

l

 , với k là số nguyênNhng

d



Z Z

Trong đó: - da2 : là đờng kính vòng đỉnh của bánh vệ tinh

- l : là khoảng cách từ trục của bánh về tinh kề nhau, khoảng cách này có thể biểu diễn qua đờng kính vòng chia của các bánh trung tâm và bánh vệ tinh

) ( ) (

,

2 5

0



Sin d d

l



Với

d a2 ( 1 2)  (1.11)

Từ (1.11) nếu thay :

) (

2 2



Z m d

Z m d

a

1

2 12

2

1

Z

Z P

u (  ) 





Z3 Z2 Z1

d

a2

a2

sẽ xác định đợc trị số lớn nhất của P và do đó tỷ số truyền :

) ( P

i3  1 

10 đảm bảo điều kiện kề:

 Với bánh răng không dịch chỉnh :

) (

) (

q Sin

mZ Z q

Sin p

1 1

Trong đó  là khe hở cần thiết, thờng chọn  = m, khi đó P chỉ còn phụthuộc vào q và Z1

 Với bánh răng dịch chỉnh, điều kiện kề có dạng:

tw Cos Cos

q Sin

Z m X

i





 / ) / (

) / (

1 4

3 10

Trong đó  và tw là góc Prôfin răng và góc ăn khớp, x là hệ số dịch chỉnhbánh vệ tinh

1.4.2 Chọn số răng

Dựa trên cơ sở của việc lựa chọn số răng cho truyền dẫn hành tinh, cơ cấu2k-0 Từ trị số của P xác định đợc khi phân tỷ số truyền và số răng Z1 cho trớchoặc bằng số răng tối thiểu Zmin hoặc từ điều kiện bền uốn

+ Tính số răng bánh trung tâm Z3:

3 10

Z  (  ) (1.12)Với E là phần nguyên của biêu thức  1

3

( + Kiểm tra điều kiện lắp:

k q

Z Z

i Nếu i 4% thì cần giảm Z1 trong (1.12)

+ Theo số bánh vệ tinh đã chọn, tính Z2 theo điều kiện đồng trục:

Z Z

1 3 1

3 2

Z Z E Z Z

3 10 1

3 3

10 1

i Z

Z i

i

) ( 





1.4.3 Lu đồ thuật toán tính chọn số răng

T

F

F T

22 <0, 5

P 1 =Z 31 /Z 11

32 , P

1 , P

2

End

Ch¬ng tr×nh lËp tr×nh lùa chän sè r¨ng:

Private Sub CmdTinh_Click()

Dim p1 As Currency, c31 As Currency, c21 As Currency, delta_Ih As Currency, z11

As Currency, z21 As Currency, z31 As Currency, q1 As Currency, p2 As Currency, c32 As Currency, c22 As Currency, delta As Currency, z12 As Currency, z22 As Currency, z32 As Currency, q2 As Currency

If (delta_Ih >= 0.04) Then z11 = z11 + 1 End If

Loop Until delta_Ih < 0.04

, )

)(

n12  1  2 1  1 01  16 0713 90  1446 417

) / ( ).

( )

,

n P

P

3571 4 1

3571 4 2 1

1

2

02 2

ph vg n

P

P

2 1

2 2 1

1

2

01 1

do đó mất mát do khuấy dầu thờng rất nhỏ và có thể bỏ qua

Vậy hệ số tổn thất trong bộ truyền hành tinh đợc xác định theo công thứcsau:

nh nhau Vì vậy khi xác định hệ số tổn thất chỉ tính đối với một dòng công suất.Mặt khác ở các cơ cấu khép kín xuất hiện công suất kín (có thứ nguyêngiống nh công suất nhng có giá trị khá lớn và cũng nh công suất ăn khớp, nókhông phải là thớc đo năng lợng) Tuy nhiên sự xuất hiện của công suất kín làmgiảm đáng kể hiệu suất của hệ

Để tính đợc hiệu suất cần xác định trị số của công suất ma sát Pms Muốnvậy phải đa bài toán về trờng hợp truyền động thờng bằng cách xét chuyển độngtơng đối với cần Phơng pháp tính này chỉ gần đúng vì do ảnh hởng của lực li tâm(có tác dụng làm tăng áp lực khớp động, do đó làm tăng lực ma sát) công suấtcủa các lực ma sát trong các khớp quay sẽ không nh nhau trong chuyển độngtuyệt đối và tơng đối Trong tính toán gần đúng bỏ qua ảnh hởng của lực li tâm,

do đó mất mát về ma sát trong truyền động hành tinh và truyền động thờng tơngứng nhận đợc từ truyền động hành tinh khi dừng cần sẽ nh nhau

Hiệu suất của truyền động hành tinh gồm 2 cơ cấu A ( 32

0212 31

02 2 32

1202 31 1101 1201

1

1 1

1

P

P P

( 1121 2131

01  1  1    1  



Với  11  21 ,  21  31 là hệ số tổn thất của bộ truyền 11 - 21, 21 - 31

Bỏ qua tích vô cùng bé và khi số vòng quay của cần không lớn

(n = 500  800 vg/ph), bỏ qua mất mát trong các ổ lăn, ta có:

Z Z

f 1 1

3 2,



dấu (+) ứng với trờng hợp bánh a và b ăn khớp ngoài

dấu (-) ứng với trờng hợp bánh a và b ăn khớp trong

f : hệ số ma sát, f = 0.08 [2]

Khi đó:

0115 0 24

1 48

1 08 0 3 2

01 21

1 24

1 08 0 3 2

01 31

1 28

1 08 0 3 2

02 22

1 47

1 08 0 3 2

02 32

2

02 2 31

23 22 32 1202 1201

1

1 1

1

P

P P

10 066 0 2 1 3571

4 1

10 027 0 3571 4 1

3 3

,

, ,

, ,

, ,

55

01

01 6

+ Mômen xoắn trên khâu chủ động:

) ( , )

)(

, ( ) )(

P P

T

2 1 3571 4 1

764000 1

( )

P

T T

1 2

764000 1

1

01 02

) (

.

Nmm P

P T

1 2

2 764000 1

1

1 01

) )(

, (

,

) )(

(

P P

P T

T

1 2 1 3571 4

3571 4 764000

1

2

2 01

2.1 phơng pháp tính

Về cơ bản tính toán độ bền bánh răng trong truyền động hành tinh cũnggiống nh cách tính độ bền bánh răng trong truyền động thờng Tính toán đợc tiếnhành cho từng cặp bánh răng ăn khớp, bao gồm bớc tính kiểm nghiệm Tuynhiên truyền động hành tinh có một số đặc điểm cần lu ý trong thiết kế:

 Thờng chọn vật liệu có độ bền và độ rắn cao để chế tạo các cặp bánh răngnên dạng hỏng gãy vỡ rất nguy hiểm Do đó, sau khi thiết kế bánh răngtheo độ bền tiếp xúc phải chú ý kiểm tra đảm bảo độ bền uốn của răng

 Vì trong truyền động A lực tác dụng khi ăn khớp và môđun của các cặpbánh răng ăn khớp là nh nhau, trong khi đó cặp bánh răng ăn khớp trong có

độ bền cao hơn nên khi dùng vật liệu nh nhau, chỉ cần tính độ bền của cặpbánh răng ăn khớp ngoài (1 - 2) Khi dùng vật liệu khác nhau, tính độ bềncặp bánh răng ăn khớp trong nhằm mục đích chọn vật liệu hoặc kiểmnghiệm

 Vì có thể có các phơng án phối hợp các cặp bánh răng ăn khớp của truyền

động hành tinh nh hình vẽ, nên khi tính toán hình học và tính độ bền cần

Từ kết quả tính toán lựa chọn số răng ta chọn phơng án (a) cho truyền động

Z12 - Z22, phơng án (b) cho truyền động Z2 - Z3 và phơng án (c) cho truyền động

Z11- Z21

2.2 Chọn vật liệu

Do lực tác dụng khi ăn khớp và môđun của các cặp bánh răng ăn khớp là nhnhau trong mỗi cấp, độ bền của cặp bánh răng ăn khớp trong cao hơn nên tachọn vật liệu các bộ truyền ăn khớp nh sau:

Cặp bánh răng ăn khớp ngoài cấp nhanh (Z12 - Z22) ta dùng thép 40XH tôi cảithiện Đây là vật liệu nhóm I có độ rắn HB < 350 Do có độ rắn không cao nên

có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năngchạy mòn Tra bảng 6.1 [2] :

Cơ tính vật liệu nh sau:

HB = 290

b = 850 MPa

ch = 600 MPa

Cặp bánh răng ăn khớp ngoài cấp chậm (Z11 - Z21) ta dùng vật liệu là thép40XH tôi bề mặt đạt độ rắn nh nhau ở các bánh răng Vật liệu sau khi tôi có độrắn HB > 350 do đó phải cắt răng trớc khi nhiệt luyện Tra bảng 6.1 [2] cơ tínhvật liệu nh sau:

HRC = (48  54)

b = 1600MPa

ch = 1400MPaVới bánh răng trung tâm Z31, Z32 có răng trong làm bằng thép 40X tôi cảithiện đạt cơ tính nh sau:

HB = 230

b = 850 MPa

ch = 550 MPa2.3 Xác định ứng suất cho phép

2.3.1 Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài

Vật liệu 40XH tôi cải thiện để chế tạo cặp bánh răng ăn khớp ngoài cấpnhanh Vật liệu 40XH tôi bề mặt để chế tạo cặp bánh răng ăn khớp ngoài cấpchậm

2.3.1.1 ứng suất tiếp xúc cho phép

HL XH R V H

 : là ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 6.2 [2]:

- Cấp nhanh: H0 2HB 70 2290 70 650MPa

HO HL

417 1446 46720 3

85 430 46720

H

1 1

650 1

0 22

270 46720 3

47 10 728

.

H

2 1

1050 1

0 11

 : øng suÊt giíi h¹n, tra b¶ng 6.2 [2]:

- CÊp nhanh: F0 15HB 15290 522MPa

FO FL

N

N

K 

Trong đó:

- mF : bậc đờng cong mỏi khi thử tải về uốn

- NF0 : chu kì thay đổi ứng suất, 6

0  4 10

F N

- NF : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

1 1

H F

H F N N

N N

6 6

0 1

F F

F F N N

N N

6 6

32 22

22

596 2

3 10 895 450

, ,

,

22     ,

Z

Z u

- q = 3

=> N H32  N HO => KHL32 = 1Tra b¶ng 6.2 [2]: H  1, 1

MPa HB

530 0

6 6

31 21

21

4

3 10 728 1513

,

,

21   

Z

Z i

=> N H31  N HO => KHL31 = 1Tra b¶ng 6.2 [2]: H  1, 1

MPa HB

1 530 0

2.3.2.2 ứng suất uốn cho phép

4  ,



FO N

FO F

N N

N N

414

32 31

Do vật liệu bánh răng ăn khớp ngoài và bánh răng ăn khớp trong khác nhau,

số răng các bộ truyền đã chọn trớc thoả mãn yêu cầu về tỷ số truyền và kích thớchình học nên ta tính thiết kế bộ truyền ăn khớp ngoài (Z11 - Z21) và (Z12 - Z22).Với bộ truyền ăn khớp trong (Z21 - Z31) và (Z22 - Z32) chỉ tính kiểm nghiệm bền

2.4.1 Tính bộ truyền bánh răng ăn khớp ngoài

2.4.1.1 Bộ truyền cấp nhanh (Z12 - Z22) có : Z22 > Z21

Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ đợc xác định theo công thức sau:

3

2 12

1

bd H

H n d W

u

u K T K

d





)( 

(2.5)

Trong đó:

+ d W12 : đờng kính vòng lăn bánh nhỏ+ K d : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại bánh răng,tra bảng 6.5 [2]:

H  590, 91MPa

+ q : số bánh vệ tinh, q = 3+ bd : hệ số, tra bảng 4.2 [1]:

wn

w bd d

Với Z22, Z12 đã chọn ở phần trớc+ K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trênchiều

1 , , ,   

, ,

) ,

.(

, ,

mm

523 0 679 1 91 590

1 679 1 3 1 053 15846

+ Chiều rộng vành răng:

) ( , ,

,

)

15 12

22 15

) ( ,

mZ

d w12  12  1 5 28  42

2.4.1.2 Tính bộ truyền cấp chậm (Z11 - Z21) có Z11 > Z21

Đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ đợc tính theo công thức sau:

3

2 21

1

bd H

H n d w

u

u K T K

d





)( 

(2.6)

Trong đó:

+ K d  77MPa / 3 ( với bánh răng thăng)+ d w21 : đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ (bánh vệ tinh)

+ T n : Mômen xoắn trên bánh răng nhỏ (bánh vệ tinh)

) ( ,

6667 254666

+ bd : hệ số , tra bảng 4.2 [1]

Với truyền động A:

31 31

w

w bd

2 2 1

2

31 1

1 1

1 1 ,

.

) (

, ,

mm

56 0 2 875

1 2 2 1 4445 42444

)

15 12

24 15

) (

(Z11 - Z21) và (Z12 - Z22)

2.5.1.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo 4.22 [2] ta có công thức kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 H

wn w

H HV H n H

M H

ud b

u K K K T Z Z

0 2 2

Cos Z

tw

b H





Với : - b là góc nghiêng của răng, b  0 0

0 0

0 20 0

tg arctg

b t

1 1 2 3 88

47

1 28

1 2 3 88

, ,

, ,

1 1 2 3 88

24

1 48

1 2 3 88

, ,





H

K

+ K H: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng

wn w H HV

K K T

d b

H H

0 0

10 6.

n d

0

V - vận tốc vòng tơng đối của bánh răng trung tâm 1 đối với cần 0

 Với cặp bánh răng cấp nhanh (Z12 - Z22):

4 02 12 12 4

0 12 12 02

10 6 10

n n d n

s m

586 2 10

6

270 417 1446 42 14 3



+ a w: khoảng cách trục bánh răng (Z12 - Z22)

) ( , ,

mm d

22 12

25 56 586 2 56 004

,

, ,

.

42 22 353 3

, , ,

,

1 679 1 3 1 08 1 06 1 053 15846 2

879 0 764 1 274

,

) ,

( , , , ,

, ,

, ,

, ,

w a b

1 679 1 3 1 08 1 06 1 053 15846 2

879 0 764 1 274

,

) ,

( , , , ,

, ,

01 11 21 01

10 6 10

n n d n

s m

452 0 10

6

90 270 48 14 3

2

48 96 2

48 24 19 1

, , ,

,

1 2 02 1 2 1 06 1 4445 42444 2

879 0 764 1 274

.

) ( , , , ,

, ,

- K XH  1 với đờng kính bánh răng < 700 mm

- ZV = 1 với V < 5 (m/s)

- ZR =0,95 với độ nhám cần gia công R Z  ( 2  , 5 1 , 25 ) m

=> H 875.0,95831,25MPa

2.5.1.2 Kiểm nghiệm sức bền uốn

Theo 4.23 [1], công thức kiểm nghiệm sức bền uốn:

n w

Fn FV F F n Fn

m d b

Y K K K T

67 3 90

3

82 3 66

3

22 21

12 11

, ,

, ,

F F

Y Y

Y Y

+ K F : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, bao gồm sự phân

bố không đều tải trọng cho các bánh vệ tinh và cho cácrăng

1 ,

C

F K

w w F FV

K K T

b d K

F F

0 0



 

 Với cặp bánh răng cấp chậm (Z11 - Z21):

) / ( , m s

V0 0 452



011 0,



F



48 24 18 2

,

,

9 3 03 1 1 1 4445 42444

.

, , , ,

 F

F

F F

66 3 40 81

21

11 21

,

, ,

 Với cặp bánh răng cấp nhanh (Z12 - Z22):

) / ( , m s

V0 2 586



011 0,

25 56 586 2 56 011

,

, ,

.

42 24 22 9

,

,

82 3 293 1 1 1 053 15846

F

,

, , , ,

 2212

22 12

82 3

67 3 94

F

F F

2.5.1.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (nh lúc mở máy, hãm máy…) với hệ

Để tránh biến dạng d hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại



 bd

qt K K

 Với cặp bánh răng ăn khớp ngoài cấp nhanh (Z12 - Z22):

F22   21 56 , 94



=> Fmax  56 , 94 1 , 4  79 , 72MPaFmax  480MPa

 Với cặp bánh răng ăn khớp ngoài cấp chậm (Z11 - Z21):

F11   21  81 , 40



=> Fmax  81 , 40 1 , 4  113 , 96MPaFmax  360MPa

2.5.2 Tính kiểm nghiệm cho các cặp bánh răng ăn khớp trong

2.5.2.1 Tính kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Công thức kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, theo 4.22 [1]:

2

wn w

H HV H n H

M H

d u b

u K K K T Z Z

0 2 2

2

0

0 , ) ( )



Sin

Cos Sin

Cos Z

tw H





0 0

0

20 0

tg arctg t

1 1 2 3 88

122

1 47

1 2 3 88

, ,

=> 0 859

3

786 1 4

, ,

1 24

1 2 3 88

, ,

+ K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng thẳng: K H  1

w w H HV

K K T

d b

0 0





u

a V

H

H 

 0

V : vận tốc vòng của bánh vi sai đối với cần

4 01 21 21 0

10 6.

n n d

s m

904 0 10

6

90 270 48

14 3

2

48 192 2

21



4 24

96

21

31 31

21   

Z

Z u

+ T : Mômen xoắn trên bánh vệ tinh,Nmm

) ( ,

333 509333

31 21

48 24 68 1

,

,

1 4 1 02 1 1 444 42444 2

873 0 764 1 274

.

) ( , ,

, ,



H



w w H HV

K K T

d b

0 0





u

a V

, ,

,

d

10 6

270 85 430 5 70 14 3 10

02 22 22 0

25 56 586 2 56 006

,

, ,

.

22     ,

Z

Z u

+ T : M«men xo¾n trªn b¸nh vÖ tinh Z22

,

,

Nmm qu

T

3 596 2

5086 207128

32 22

5 70 23 586 2

,

, ,

1 596 2 1 08 1 1 854 26595 2

859 0 764 1 274

, ,

) ,

( , ,

, ,

Fn FV F F n Fn

m d b

Y K K K

- bánh vệ tinh Z22: T22  26595 , 854 (Nmm)

+ K F: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

Với bánh răng thẳng K F  1

+ Y Fn, Y Fl: hệ số dạng răng cho trên hình 6.6 [2], phụ thuộc vào Z,

x

và số răng dao xọc Zd Với hệ số dịch chỉnh x = 0 tra bảng 6.18 [2]:

47 21

67 3 21

22 ,

,

F

F Y Y

w F FV

K K T

d b

F H

0 0



 

 Với cặp bánh răng cấp nhanh (Z22 - Z32):

) / ( , m s

V0 2 586



016 0,

25 56 586 2 56 016

,

, ,

.

5 70 23 786 10

,

, ,

67 3 33 1 1 1 854 26595

, ,

, ,

.

87 3 37 53

V0 0 904



016 0,

=> 4 48

4

72 904 0 73 016

48 24 48 4

,

,

92 3 06 1 1 1 444 42444

21

.

, ,

,

83 3 55 76

21

31 21

,

, ,

2.5.2.3 KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i



 bd

qt K K

=> F32max  56 , 28 1 , 4  78 , 792MPaFmax