Chỉ tiêu thiết kế và thứ tự thiết kế bộ truyền động bánh răng trong hộp giảm tốc

Chỉ Tiêu Thiết Kế Và Thứ Tự Thiết Kế 1.Chọn chỉ tiêu

Truyền động bánh răng dùng để truyền chuyển động giữa các trục,thông thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mômen. -Truyền động bánh răng trụ(răng thẳng ,răng nghiêng,răng chữ V ..) để truyền chuyển động giữa các trục song song. -Truyền động bánh răng côn (răng thẳng,răng nghiêng,răng chữ V ..) dùng để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau.

Ở đây ta thiết kế hộp giảm tốc đồng trục với cặp bánh răng thẳng dùng cho cấp chậm và cặp bánh răng nghiêng dùng cho cấp nhanh. Do các bánh răng trong hộp giảm tốc có ngâm dầu nên dạng phá hỏng chính là tróc rỗ bề mặt răng và gẫy răng.Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kì gây nên.Ngoài ra còn có thể bị biến dạng dư ,gây dòn lớp bề mặt hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải.Vì vậy chỉ tiêu thiết kế là chỉ tiêu sức bền tiếp xúc và sức bền uốn.Sau khi thiết kế xong cần kiểm nghiệm lại điều kiện bền : khi tiếp xúc,uốn và khi quá tải. -Tính sơ bộ một kích thước cơ bản của bộ truyền động bánh răng ,trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền khi tiếp xúc,uốn và quá tải.

Trên đây là thứ tự các bước thiết kế chung nhất cho các bộ truyền.Khi ta thiết kế HGT đồng trục gồm có cấp chậm và cấp nhanh thì ta phải thiết kế cho cấp chậm trước,cấp nhanh sau.

Thiết Kế Cặp Bánh Răng Cấp Chậm Của HGT 1.Chọn vật liệu

• Kiểm Tra Điều Kiện Va Chạm Và Bôi Trơn Cho HGT 1.Điều kiện va chạm

-Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng. -Nhóm I: có độ rắn HB ≤ 350 ,bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện.Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,đồng thời nhờ vậy bộ truyền có khả năng chạy mòn. Do bộ truyền ta thiết kế có tải nhỏ (Pr = 6,5 KW) nên ta chọn vật liệu nhóm I,bên cạnh đó để cho hai bánh có độ bền mỏi là ngang nhau ,ta chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ có độ cứng lớn hơn vật liệu làm bánh răng lớn từ 10 đến 15 đơn vị B.

2.Định ứng suất cho phép và ứng suất quá tải cho phép a.Xác định ứng suất cho phép. - σoHlim và σoFlim :lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu trình cơ sở. Thông số của bộ truyền cặp cấp chậm ( cặp bánh răng thẳng ) : Thụng số Kớ hiờùu Cụng thức tớnh.

- KHα :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng ăn khớp,đôi với cặp bánh răng thẳng của cấp chậm thì KHα = 1. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. - KFα :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn,đối với cặp bánh răng thẳng thì : KFα = 1.

Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. - Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trò cho pheùp. - Do HGT là đồng trục nên ta chọn vật liệu cấp nhanh như của cấp chậm , vật liệu là thép 40X được tôi cải thiện.

- KHα :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng đồng thời ăn khớp,hệ số này phụ thuộc vào cấp chinh xác về mức độ làm việc eâm. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. - 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 và sử dụng phương pháp nội suy ta được : KFα.

Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. -Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trò cho pheùp.

Tính Toán Thiết Kế Trục

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động ,chiều dài mayơ của các chi tiết quay ,chiều rộng ổ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Từ đường kính sơ bộ trên ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2. Dựa vào các công thức ở bảng 10.4 ta xác định được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặ lực.

Tải trọng tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng và lực căng đai .Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp trên trục chỉ được tính đến ở các cơ cấu tải nặng,còn lực ma sát tại các ổ được bỏ qua. Dãy tiêu chuẩn đường kính trục tại các tiết diện có lắp bánh đai,bánh răng,bánh vít,đĩa xích ,khớp nối : [mm]. Do tại tiết diện này lắp ổ do vậy cần phải lấy d0 theo dãy tiêu chuẩn đường kính trong của ổ lăn.

Tại tiết diện 3 trên trục 1 có lắp bánh răng do vậy đường kính đoạn trục này cần lấy theo dãy tiêu chuẩn,do còn cần đảm bảo tính công nghệ tháo lắp vì vậy ta laáy d3 = 26 [mm]. Ta tính đường kính của trục tại các tiết diện j ( các tiết diện có lắp các chi tiết quay hay là ổ lăn ). Tại tiết diện 0 và 1 của trục 2 là nơi lắp các ổ lăn ,do đó đường kính trục tại các tiết diện này cũng phải lấy theo dãy tiêu chuẩn ,do vậy ta lấy.

Từ biểu đồ mômen ta đi xác định đường kính trục tại những mặt cắt có lắp chi tieỏt quay hay oồ laờn. Mối ghép then và then hoa được dùng dể truyền mômen xoắn từ trục tới các chi tiết lắp trên trục và ngược lại.Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi. Ngoài ra còn có mối ghép then hoa , so với mối ghép then thì mối ghép then hoa đảm bảo cho các chi tiết lắp trên trục có độ đồng tâm tốt hơn,khả năng tải và độ tin cậy làm việc cao hơn nhất là mối ghép chịu tải trọng thay đổi và tải trọng va đập .Thường dùnghơn cả là mối ghép then hoa răng chữ nhật và răng thaân khai.

Vì vậy sau khi định kêtk cấu trục cần phải tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu trên. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Do các trục trong HGT của ta đều ngắn ,chịu tải trung bình do đó các trục luôn đảm bảo về độ cứng.

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu :Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng các biến dạng. Khi đã chọn được ổ lăn cho các trục theo khả năng tải động ,ta cần kiểm nghiệm các ổ đó về khả năng tải tĩnh đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếo xúc khi làm việc. Ta thấy khi tăng số vòng quay của các ổ lăn sẽ làm tăng ma sát trên các ổ , tăng nhiệt độ ổ , làm ảnh hưởng xấu tới lớp mỡ bôi trơn ổ .Mặt khác khi tăng số vòng quay của ổ sẽ làm xác suất hỏng ổ tăng lên do khả năng các vòng cách bị phá hỏng tăng.

Vỏ HGT ta chọn là loại được đúc ,vỏ HGT đúc có nhiều dạng khác nhau ,song chúng đều có chung một nhiệm vụ là : bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy ,tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các tiết máy tránh bụi bậm.