Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
Dạng hỏng chủ yếu van guy hiểm nhất của xích là bị mòn. Do đó, ta xác định các thông số theo độ bền mòn.

Dạng hỏng chủ yếu van guy hiểm nhất của xích là bị mòn. Do đó, ta xác định các thông số theo độ bền mòn.

Tải bản đầy đủ - 0trang

Trong đó:

P1 = 3,28 kW : Cơng suất trên trục bánh đai chủ động

[P0]=2kW : Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều dài



đai



l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19[TL1])

Kd = 1,1



: Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7[TL1])

(Băng tải, động cơ loại II)



Cα = 0,95



: Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ơm α1=158,04o

(Bảng 4.15[TL1])



Cl = 0,95

l/lo=0,83

Cu = 1,13



: Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

:



(Bảng 4.16[TL1])



: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=3,87

(Bảng 4.17[TL1])



Cz = 0,95



: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai



(Bảng 4.18[TL1])

(Z’= P1/[P]=1,06)

z=



P1 K d

3, 28.1,1

=

= 1,85

( [ P0 ] Cα .C1.Cu .Cz ) 2.0,95..0,95.1,13.0,95



Lấy z = 2 đai

Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TL1] và bảng 4.21/63[TL1]

(Với đai thang tiết diện A có t = 15, e = 10, h0 = 3,3)

B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).15 + 2.10 =35 (mm)

Đường kính ngồi của bánh đai:

da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131.6(mm)

da2 = d2 + 2.h0 = 250 + 2.3,3 = 256,6 (mm)

Đường kính đáy bánh đai:

df1 = da1 - H = 131,6– 12,5 = 119,1 (mm)

df2 = da2 - H =256,6 – 12,5 = 244,1 (mm)



11



2.1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TL1]

F0 =



780.P1.K d

+ Fv

v.Cα .z



Trong đó:

Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực

căng. Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng thì

Fv = qm.v2

(qm : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng13.3/22[TL3]).

Fv =0,105 . 9,282 = 9,04 (N)

F0 =



780.P1.K d

780.3, 28.1,1

+ Fv =

+ 9, 04 = 172,88 ( N )

v.Cα .z

9, 04.0,95.2



Lực tác dụng lên trục được tính theo 4.21/64[TL1]

Fr = 2.F0 .z.sin



α1

158, 04o

= 2.172,88.2.sin

= 678,86 ( N )

2

2



Thơng số



Ký hiệu



Tiết diện đai



A



Đường kính bánh đai nhỏ



d1 ( mm )



125



Đường kính bánh đai lớn



d 2 ( mm )



250



Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ



d a1 ( mm )



131,6



Đường kính đỉnh bánh đai lớn



d a 2 ( mm )



256,6



Đường kính chân bánh đai nhỏ



d f 1 ( mm )



119,1



Đường kính chân bánh đai lớn



d f 2 ( mm )



244,1



Số đai



z



2



Chiều rộng đai



B ( mm )



35



12



Giá trị



Chiều dài đai



L ( mm )



1250



Khoảng cách trục



a ( mm )



324,6



Góc ơm bánh đai nhỏ



α1 ( ° )



158,04o



Lực căng ban đầu



F0 ( N )



172,88



Lực tác dụng lên trục



Fr ( N )



678,86



2.2.Tính tốn bộ truyền cấp nhanh

2.2.1. Chọn vật liệu:

Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm thống nhất hóa

trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có



σ b1 = 850MPa, σ ch1 = 580 MPa



Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có



σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa



Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn

10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230

2.2.2.Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:

σ Ho lim = 2 HB + 70



;



S H = 1,1



;



σ Fo lim = 1,8HB



;



S F = 1,75



Trong đó

σ Ho lim







σ Fo lim



:là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ



sở

SH , SF là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

13



Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230

Vậy:

σ Ho lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa



σ Fo lim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441MPa

σ Ho lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa

σ Fo lim 2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa



Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Theo 6-5/93[TL1]:



2,4

N H 0 = 30 H HB



Do đó:



N Ho1 = 30.2452,4 = 16.106

N Ho 2 = 30.230 2,4 = 13,9.10 6



Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

N Fo = 4.106



(Vì chọn vật liệu là thép)



Xác định hệ số tuổi thọ:

k HL =



mH



mH 0

N HE



k FL =



mF



mF 0

N FE



;

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo cơng thức 67/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

N HE =60.c.∑ (



Với



Ti :



Ti 3

) ni .ti

Tmax



N FE =60.c.∑ (



;



Ti mF

T

n

) .ni .ti = 60.c. 1 .∑ ( i ) mF .ti

Tmax

u1

Tmax



là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

14



ni :



là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.



ti :



tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.



c:



số lần ăn khớp trong 1 vòng quay



Tính bánh răng bị động:

N HE2 =60.c.∑ (



Ti 3 n1

t

710  3 15

25

40 

) . .∑ ti . i = 60.1.

. 1 . + 0,63. + 0,83 ÷.19200 = 12,7.10 7

Tmax u1

3, 29  80

80

80 

∑ ti



NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

N FE2 =60.c.∑ (



Ti mF

720  6 15

25

40 

) .ni .ti = 60.1.

. 1 . + 0, 66. + 0,86. ÷.19200 = 8, 2.107

Tmax

3.62  80

80

80 



NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:

KFL1 =1

Tính bánh răng chủ động:

NHE1> NHE2 > NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1;



KFL1 = 1



Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]



[σH ] =



σ Ho lim

.Z R .ZV .K xH .K HL

SH



[σF ] =



σ Fo lim

.YR .Ys .K xF .K FC .K FL

SF



Trong đó:

ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)

KxH



:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.



YR



:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

15



Ys



:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.



KxF



:Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.



KFC



:Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1



KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

SH ; SF

σ H lim



σFlim



: Hệ số an tồn khi tính tiếp xúc bền uốn.

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

:Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở



Khi thiết kế sơ bộ ta lấy



ZR.ZV.KxH = 1







YR.Ys.KxF = 1



Vậy ta có :



[σH ] =



σ H lim

.K HL

SH



[σ F] =



σ F lim

.K FL .K FC

SF



[ σ H ]1 =



σ H lim1

560

.K HL1 =

.1 = 509 ( MPa )

SH

1,1



[σH ]2 =



σ H lim 2

530

.K HL 2 =

.1 = 481,8 ( MPa )

SH

1,1



[ σ F ]1 =



σ F lim1

441

.K FL1.K Fc =

.1.1 = 252 ( MPa )

SF

1, 75



[σF ]2 =



σ F lim 2

414

.K FL 2 .K Fc =

.1.1 = 236, 6 ( MPa )

SF

1,75



Thay số:



Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có



[ σ H ] = [ σ H ] 2 = 481,8 ( MPa )

Ứng suất quá tải cho phép:

16



[ σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 ( MPa )

[ σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 ( MPa )

[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 ( MPa )

2.2.3. Tính tốn cấp nhanh

2.2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo công thức 6-15a/96[TL1]

aw = K a ( u + 1) . 3



T1β.K H



[ σH ]



2



.u.ψba



Trong đó

aw : khoảng cách trục

a



K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:



(



K a = 49,5 Mpa



Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được



1



3



)



T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=43311,26



[ σH ]



: Ứng suất tiếp xúc cho phép



[ σ H ] = 481,8 ( MPa )



u : Tỉ số truyền u = 3,29

ψba =



=>



bw

aw



bw là chiều rộng vành răng



ψba = 0,3 ÷ 0,5



Chọn



ψba = 0,3



→ ψbd = 0,53.ψba . ( u + 1) = 0,53.0,3. ( 3, 29 + 1) = 0, 68

K Hβ



: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc

17



K Hβ = 1, 038



Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

aw = K a ( u + 1) . 3



T1β.K H



[ σH ]



2



.u.ψba



= 49, 5. ( 3, 29 + 1) . 3



43311, 26.1,38

= 123,3

481,82 .3, 29.0,3



mm

Lấy tròn aw = 124 mm

2.2.3.2. Xác định các thơng số ăn khớp



÷

÷

Theo cơng thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 1,01 2,02



Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=0o .

Theo 6-31/103[TL1]

Số bánh răng nhỏ:

z1 =



2.aw .cos β

2.124.cos 0

=

= 38,5

m. ( u1 + 1) 1,5 ( 3, 29 + 1)



Lấy tròn z1=39



Số bánh răng lớn:

z2 = z1.u = 39.3, 29 = 128,3



Lấy tròn z2=129



Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

um =



Z 2 129

=

= 3.29

Z1 39



Góc ăn khớp αtw tính theo cơng thức 6-26/101[TL1]

cosαtw =



0

Z t .m.cosα ( Z1 + Z 2 ) .m.cos 20

( 39 + 129 ) .1,5.cos 200 = 0,95 ⇒ α = 18,190

=

=

tw

2.aw1

2.aw1

2.124



2.2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33/105[TL1]

σ H = Z M .Z H .Z ε .



2.T1.K H . ( um + 1)

≤ [ σH ]

bw .um .d w21



18



Trong đó:

ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong



(



ZM = 274 Mpa



bảng 6-5/96[TL1].



1



3



)

ZH =



2.cosβ b

sin 2αtw



ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc

ở đây βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb = cosαt.tgβ

với góc profin răng αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20°/cosβ) = 20°

Khoảng cách trục chia a=0,5m(

βb = arctg(cos200.tg0) = 0



z 2 + z1 )



/cosβ=0,5.1,5.(129+39)/1=126



αtw: Góc ăn khớp αtw=19o

ZH =



2.cos 0

= 1,93

sin(2.18,19)



=>





:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo cơng thức6-36/105[TL1] mà:

ε β = bw .sin β / (π .1,5) = 0





 1

1 



1 

 1

ε α = 1,88 − 3, 2.  +

÷ .cosβ = 1,88 − 3, 2.  +

÷ .1 = 1, 77

Z

Z

39

129







 1

2 





⇒ Zε =



4 − εα

4 − 1, 77

=

= 0,86

3

3



KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]

19



K H = K Hβ .K Hα .K Hv



Trong đó:

K Hβ



:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng.

K Hβ = 1, 038



Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

K Hα



:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.



Bánh răng thẳng =>

K Hv



K Hα



=1,05



:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số



thức :

K HV = 1 +



ν H .bw .d w1

2.T1β.K H α.K H



ν H = δ H .g0 .v.

với



Vận tốc vòng :

Theo 6-40/106[TL1]

v=



π.d w1.n1 π.57,8.710

=

≈ 2,15 ( m / s )

60000

60000



d w1 =



với



2.aw

2.124

=

= 57,8

um + 1 3, 29 + 1



Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 8

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

→ δ H = 0, 006; g 0 = 56



ν H = 0, 006.56.2,15.



124

= 4, 43

3, 29



bw = ψba .aw = 0,3.124 = 37, 2 ( mm )



20



aw

um



K Hv



tính theo cơng



→ K HV = 1 +



ν H .bw .d w1

4, 43.37, 2.57,8

= 1+

= 1,1

2.T1β.K H α.K H

2.43311, 26.1, 038.1, 05

K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1, 038.1, 05.1,1 = 1,19



Vậy

Thay số:

σ H = Z M .Z H .Z ε .



2.T1.K H . ( u m + 1)

2.43311, 26.1,19. ( 3, 29 + 1)

= 274.1,83.0,86.

= 448, 45

2

bw .um .d w1

37, 2.3, 29.57,82



Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1]



[ σH ] ' =



σ oHlim

.Z R .ZV .K xH .K HL = [ σ H ] .Z R .ZV .K xH

SH



Trong đó :

ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việccấp chính xác 8

a



=> R



= 1, 25...0, 63 ( μm ) ⇒ Z R = 1



ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn 350MPa nên

ZV = 0,85.2,430,1 = 0, 9

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính vòng đỉnh răng

da<700mm => KxH = 1



[ σH ] ' =



Ta có



Mà chênh lệch



σ oHlim

.Z R .ZV .K xH .K HL = [ σ H ] .Z R .ZV .K xH = 481,8.0,9.1.1 = 433,62 ( MPa )

SH

σH > [ σH ] '



[ σ H ] '− σ H

[ σH ] '



=



433, 62 − 448, 45

= 0, 034 = 3, 4%

433, 62



ψ ba .aw .(σ H / [σ H ]') = 0,3.124.(



Tính lại bw : bw =

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

21



448, 45

) = 39, 78

433, 62



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Dạng hỏng chủ yếu van guy hiểm nhất của xích là bị mòn. Do đó, ta xác định các thông số theo độ bền mòn.

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×