Tải bản đầy đủ
-Kiểm nghiệm xích về độ bền:

-Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Tải bản đầy đủ

*Đường kính đỉnh răng:
- Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + đFv )

E
A.k đ

, trong đó:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2
B

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng

5.12
[ 1]
87

=>A =106 (mm2)

k r – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]
theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,48
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy. Kđ=1
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:

E=

E – Môđun đàn hồi:

2E1E 2
= 2,1.105 ( MPa )
E1 + E 2

do E1 = E2 = 2,1.105 Mpa:cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép.
Thay vào:

B

5.11
[ 1]
86

Tra bảng
ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải
thiện có có ] = 600 = 541,31 Mpa
2.1.3. Tính lực tác dụng lên trục

Fr = k x .Ft

trong đó:
9

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:kx =1,05 vì @ = 450.
Ft – Lực vòng

2.1.4. Tổng hợp kết quả tính toán
Thông số

Ký hiệu

Đơn vị

Kết quả tính toán

Loại xích

-

-

Xích ống con lăn

Bước xích

p

mm

19,05 mm

mx

-

134

Số răng đĩa xích

Z1/Z2

-

23/81

Đường kính đĩa xích

d1/d2

mm

139,9/491,3

Khoảng cách trục

a

mm

758

Lực tác dụng lên trục

Fr

N

1217,69

Chiều dài xích

L

mm

758

Số mắt xích

Đường kính vòng đĩa
xích nhỏ

da1

Đường kính vòng đĩa
xích lớn

da2

mm
mm

10

139,9
491,3

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P=PI= 3,14 (KW)
T1=TI= 20824(N.mm)
n1=nI= 1440 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=8000(h)
2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng và xác định ứng suất cho phép
B

Tra bảng

6.1
[1]
92

, ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
HB :192 ÷ 240

• Độ rắn:
Ta chọn HB2=230
• Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
• Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:






Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 245
Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)

11

a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

σ H0 lim
[
σ
]
=
Z R Z v K xH K HL
 H
SH


0
[σ ] = σ F lim Y Y K K
R S
xF
FL
 F
SF

, trong đó:

Chọn sơ bộ:
 Z R Z v K xH = 1

YRYS K xF = 1

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
B

Tra bảng

6.2
[1]
94

với:

 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
σ H0 lim , σ F0 lim

- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:

σ H0 lim = 2 HB + 70
 0
σ F lim = 1,8 HB

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

=>

0
σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560( MPa)
 0
σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441( MPa)

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( MPa )
 0
σ F lim 2 = 1,8HB1 = 1,8.230 = 414( MPa )

12

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền:

 K HL = mH


 K = mF
 FL


NH 0
N HE
NF0
N FE

, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có
HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng

suất uốn:

2,4
 N HO = 30.H HB

6
 N HO = 4.10

2,4
2,4
 N HO1 = 30.H HB
= 16, 26.106
1 = 30.245

2,4
2,4
6
 N HO 2 = 30.H HB 2 = 30.245 = 13,97.10

6
 N FO1 = N FO2 = 4.10

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng
 NEF1=NHE1=60.c.n1.lh=60.1.1440.8000=691.106
NHE2=NEF2=60.c.n2.lh=60.1..8000=173.106
Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
13

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:


σ H0 lim1
560
Z R Z v K xH K HL1 =
.1.1 = 509,10MPa )
[σ H 1 ] = S
1,1
H1


σ0
530
.1.1 = 481,82( MPa)
[σ H 2 ] = H lim 2 Z R Z v K xH K HL 2 =
SH 2
1,1


0
[σ ] = σ F lim1 Y Y K K = 441 .1.1 = 252( MPa )
R S xF
FL1
 F1
S F1
1, 75

σ F0 lim 2
414

[
σ
]
=
YRYS K xF K FL 2 =
.1.1 = 236,57( MPa )
 F2
SF 2
1, 75


Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
=>[αH]=
b. Ứng suất cho phép khi quá tải
[σ H ]max = 2,8.max(σ ch1 , σ ch 2 ) = 2,8.580 = 1624( MPa)

[σ F 1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa )
[σ ] = 0,8.σ = 0,8.450 = 360( MPa)
ch 2
 F 2 max

2.2.2. Xác định các thông số của bộ truyền
aw = K a ( u + 1) . 3

T1.K H β
[σ H ]2 .u.ψ ba

, với:

14

Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh nghiêng: Tra bảng
B

6.5
[ 1]
96

=> Ka= 43 MPa1/3.

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 =20824 (N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495.46(MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4
ψ ba ,ψ bd

– Hệ số chiều rộng vành răng:
B

Tra bảng

6.6
[ 1]
97

với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được

ψ ba = 0, 4

ψ bd = 0,5ψ ba (u + 1) = 0,5.0, 4(4 + 1) = 1, 0

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
B

khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng
bố trí là sơ đồ 6 ta được:
 K H β = 1, 05

 K F β = 1,1

6.7
[1]
98

với

Do vậy:

aw = Ka (u+1). =43.(4+1) =82.10(mm)
Chọn aw = 90(mm)
2.2.2.1 Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).90= 0,9-1,8(mm)
B

Tra bảng

6.8
[1]
99

chọn m theo tiêu chuẩn: m = 1,5(mm).

15

ψ bd = 1, 0

và sơ đồ

2.2.2.2 Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 120 => cosβ =0,9781
Ta có:
Z1 = , lấy Z1= 23
Z2= u.Z1= 4.23= 92, lấy Z2= 92
Tỷ số truyền thực tế: ut =
∆u =

ut − u
4−4
.100% =
.100% = 0
u
4

Sai lệch tỷ số truyền:

<4% thoả mãn.

Xác định góc nghiêng răng:
Cos=== 0,958 =>

β

=arccos(0,958)=16,66

2.2.2.3 Xác đinh góc ăn khớp

atw

và góc nghiêng răng

βb

:
o
20,8

βb

=arctg

( cosα t .tg β )

=arctg(cos20,8o.tg16,66 o)=15,63o

2.2.2.4 Xác định các hệ số và một số thông số động h ọc
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4

16

Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

Vận tốc trung bình của bánh rang: v = m/s
B

6.13
[1]
106

Tra bảng
với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,72 (m/s) ta được
cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9
PL

Tra phụ lục

2.3
[1]
250

với:

 CCX= 9
 HB < 350
 Răng thẳng
 V =2,72 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:

Từ thông tin trang 91,92 trong [1] ta chọn:
Ra
µm ⇒ ZR = 1
= 1,25……0,63
⇒ Zv = 1
HB<350
dw2 ~da2=213(mm) < 700 (mm) => KxH=1
Y
R
Chọn
=1
Y = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,069ln 2 = 1,032
S

B

Tra bảng

6,14
[1]
107

với =>

17

2.2.3 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
2.2.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
σ H = Z M Z H Zε

[σ H ]

2T1K H ( ut + 1)
≤ [σ H ]
2
bw .ut .d w1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ σ H ] = [ σ H ] Z R Z v Z xH

=495,46.1=495,46 (MPa)

B

=>

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng
ZM = 274 MPa1/3

ZH =
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

6.5
[1]
96

2cos βb
sin(2atw )

=>

Do bánh trụ răng nghiêng nên =b=15,63o




– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε α
hệ số trùng khớp dọc εβ:
εα – Hệ số trùng khớp ngang:

bw – chiều rộng vành răng:
18

bw ψ ba aw
Ta có: =
= 0,4.90= 36 (mm) .Lấy bw = 36(mm).
εβ – Hệ số trùng khớp dọc:2,19 >1


εβ

>1 => == =0,78

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K

H

=K

K
K
Hα H β Hv

=1,16.1,06.1,04=1,278

Thay vào được:
= 433,87 ( MPa ) < []
 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
2.T1.K F .Yε Yβ YF 1

σ
=
≤ [σ F 1 ]
F
1

bw .d w1.m


σ = σ F 1.YF 2 ≤ [σ ]
F2
 F 2
YF 1

[σ F 1 ],[σ F 2 ]

- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
K

F

=K

Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

K
K
Fα F β Fv

=1,4.1,1.1,1=1,54

Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:= = = 0,613
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

=0,881

YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:

B

Tra bảng

6.18
[ 1]
109

với:
19