Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG )

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG )

Tải bản đầy đủ - 0trang

Trong đó :



1

�Z Zv K

�R

xH



Y Y K

1



-Chọn sơ bộ: � R S xF

(tr92)

-SH,SF –Hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Tra bảng 6.2[1] với :

• Bánh răng chủ động : SH3=1,1 ; SF3=1,75

• Bánh răng bị động : SH4= 1,1; SF4=1,75

-σoH lim , σoF lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:



0

 2 HB  70

� H lim





0

 1,8 HB

� F lim

( bảng 6.2 tr92)



0

 2 HB3  70  2.285  70  640( MPa)

� H lim3





0

 1,8HB3  1,8.285  513( MPa)

� Bánh chủ động � F lim3



Bánh bị động





0

 2 HB4  70  2.217  70  504( MPa)

� H lim4





0

 1,8HB4  1,8.217  390,6( MPa)

� F lim4



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

bộ truyền:



17





m

�K

 H

HL









m

 F

�K

FL



Theo cơng thức 6.3 và 6.4 tr93 ta có: �



N

N

N

N



H0

HE



F0

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

*Ứng suất tiếp cho phép :

NHE3 > NHO3 do đó KHL3 = 1 suy ra NHE4 > NHO4 Do đó KHL4 =1

Như vậy theo cơng thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

0



[] = Hlim



640.1

= 1,1 = 581,8



Mpa.



504.1

K HL 4

S H = 1,1 = 458,2



Mpa.



K



[]3 =







HL 3

0

Hlim 3 S H



[]4 =







0

Hlim 4



Với cấp chậm sử dụng răng thẳng( chú ý trang 95)

[]’ = min([]3 ; []4) = 458,2



Mpa.



+ NH0 , NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:



2,4

�N

� H 0  30.HB



�N

 4.106

� F0

NF0=4,106 đối với tất cả các loại thép.

18



Do vậy:



2,4  30.2852,4  23,37.106

�N

� H 03  30.HB3





2,4  30.2172,4  12,15.106

�N H 04  30.HB4



�N

N

 4.106

F 04

� F 03

+ NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi

nhiều bậc nên theo công thức 6.7 và 6.8 ta có:



Ti 3

1, 45T 3 0, 66T 3

) niti  60.1.[(

) (

) ].389, 04.11000

�N HE 3  60.c.�(

Tmax

T

T



3

 60.1.1,45

[

 0, 663 ].389, 04.11000  8,56.108



� N HE 4



N HE 3 8,56.108





 2, 29.108

U br 3

3, 74

6



�T �

N FE 3  60c �� i �ni ti

�Tmax �

6

6



1, 45T � �0,66T ��



 60.1 �

.389,04.11000  2, 4.109  chu  kì 



� �

��

� T � � T ��



� N FE 4 



N FE 3 2, 4.109



 6, 42.108

U br 3

3, 74

(chu kì)



Vì NHE3>NHO3; NHE4>NHO4 ;NFE3>NFO3 ; NFE4>NFO4

nên chọn N HE  N HO để tính tốn

Suy ra



K HL3  K HL4  K FL3  K FL4  1



Theo bảng 6.1 ta có  ch 3  580 ( giới hạn chảy của bánh răng chủ động)

 ch 4  340 ( giới hạn chảy của bánh răng bị động)

19



3.1.2.2 : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

( theo công thức 6.13 trang 95) do bánh răng tôi cải thiện, thường hóa.

ta có

Bánh răng bị động



  H  max  2,8 ch 4  2,8.340  925 MPa



Bánh răng chủ động



  H  max  2,8 ch3  2,8.580  1624MPa



3.1.2.3 : Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

(theo công thức 6.14 trang 96)



  F  max  0, 8 ch khiHB �350



 F3 �

 0,8 ch3  0,8.580  464 MPa





max



 F4 �

 0,8 ch 4  0,8.340  272 MPa





max



3.1.3 xác định các thông số cơ bản

3.1.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục (C.T 6.15a tài liệu [1])



3



aw3 = Ka( u1)



T2 .K H 

[ H ]2 U1. ba



Trong đó :

: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn =0,3 theo bảng 6.6

tài liệu [1].

T2 =151213,24 là mô men xoắn trên trục bánh chủ động.Nmm

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc.( Răng thẳng tra bảng 6.5 lấy Ka = 49,5)

20



= 0,53 (U3+1) = 0,53.0,3.(3,74+1) = 0,75 ( công thức 6.16 trang 97)

Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH = 1,08

151213, 24.1, 08

2

aw3 = 49,5(3,74+1) 458, 2 .3, 74.0,3 = 207,66 mm

3



Lấy aw3 = 208 mm.

3.1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

*Xác định môđun:



mn   0,01 �0,02  aw  2,1 �4, 2  mm 







công thức 6.17 trang 97



Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mn  3 mm

*Xác định số răng, góc nghiêng β

aw 



m.  z3  z4 

2 cos 



( công thức 6.18 trang 99)



Do là bộ truyền bánh răng trụ thẳng nên ta có β=0, theo cơng thức 6.18 ta có : số



răng của bánh răng nhỏ ( công thức 6.19 trang 99)



Z3 



2aw cos

2.208



 29,25

m.(u  1) 3.(3,74  1)



Chọn Z3=29

Theo công thức 6.20 Z4=U.Z3=3,74.29=108,46 chọn Z4=109

Theo công thức 6.21 trang 99 . Xác định lại khoảng cách trục :

m.  z1  z2  3.  30  109 



 208,5

2

2

aw=

mm



21



Chọn aw=210( Do sản xuất hàng đơn chiếc , khoảng cách trục nên làm tròn đến số

tận cùng là 0 hoặc 5 {chú ý trang 99}) vì vậy phải sử dụng bánh răng dịch chỉnh

*Xác định hệ số dịch chỉnh

- Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky ( theo công thức 6.22 trang 100)

aw

 0,5.(z3  z4 )

m

210

�y

 0,5.(30  109)  0,5

3

y



ky 



1000y 1000.0,5



 3, 6

zt

(30  109)



(công thức 6.22)



Theo bảng 6.10a , tra được kx=0,122

- Hệ số giảm đỉnh răng



y 



kx.zt 0,122.(30  109)



 0,017

1000

1000



- Tổng hệ số dịch chỉnh



xt  y  y  0,5  0, 017  0,517

- Hệ số dịch chỉnh ( theo công thức 6.26 trang 101)

+ Bánh răng 3: x3=0,5.[xt – (z4-z3).y/zt ] = 0,5.[0,517-(109-29).0,5/139]=0,114

+ Bánh răng 4: x4 = xt – x3 = 0,517-0,114=0,403

Theo bảng 6.11 tài liệu [1] ta xác định được:

•Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

22



2aw



2.210

d





 88,6(mm)



� w3 u  1 3,74  1

t





d

 2.aw  d  2.210  88,6  331,4(mm)



w4

w3



m.Z 3 3.29



d3 



 87(mm)



cos

1





m.Z 4 3.109



d4 



 327(mm)



c

os



1



•Đường kính vòng chia:

•Đường kính đỉnh răng:



d  d3  2.(1  x3  y ).m  87  2.(1  0.114  0,017).3  93,6(mm)



� a3



d  d 4  2.(1  x4  y ).m  327  2.(1  0,403  0,017).3  335,3(mm)



� a4

•Đường kính đáy răng:



d  d3  (2,5  2 x3 ).m  87  (2,5  2.0,114).3  80,2(mm)



� f3



d  d 4  (2,5  2 x4 ).m  327  (2,5  2.0,403).3  321,9(mm)



�f4

•Đường kính vòng cơ sở:



d  d3 .cos  87.cos20  81,75(mm)



� b3



d  d4cos  327.cos20  307,3(mm)



� b4

•Góc profin gốc:α=200 theo TCVN 1065-71

 Góc profin răng:

 t  arctg (tg  / cos  )  20o



Góc ăn khớp: theo cơng thức 6.27 tài liệu [1] ta có

cos  tw 



Zt .m.cos  (29  109).3.cos(20)



 0,93 �  wt  21o5,

2.aw

2.210



23



o ,

Góc ăn khớp=  w  21 5



*Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc



Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:



 H  Z M Z H Z



.(u  1)

2.151213, 24.1, 2.(3, 74  1)

H t

 274.1, 73.0,87.

 397, 7 �[ ]

H

63.3, 74.88, 62

bw .ut d 2

w3



2T2 .K



(cơng thức 6.33 trang105)

•ZM-Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:

Tra bảng 6.5[1] � ZM=274(MPa) (Thép-Thép)

•ZH-Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ( cơng thức 6.34 trang 105)



Z



H







2cos 

2.cos0o

b 

 1, 73

sin(2tw )

sin(2.21o5 ')

Do bánh trụ răng thẳng nên =b=0o



•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng

khớp dọc εβ:

-εα-Hệ số trùng khớp ngang:( công thức 6.38b)





�1





1 �

1 �

�1

 ��

1,88  3, 2 �  �

.cos  �

1,88  3, 2 � 

.1  1,74







�29 109 �









�Z3 Z 4 �



-εβ -Hệ số trùng khớp dọc:( công thức 6.37 trang 105)



b sin  63.sin 0o

  w



0



m.

3.3,14

24



Với chiều rộng bánh răng

bw= ba .aw  0,3.210=63

Hệ số trùng khớp của răng theo công thức 6.36a (trang 105)



� Z 



4  

3



4  1, 74

 0,87

3







•KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: ( theo cơng thức 6.39 trang 106)

KH= KHα KHβ KHv=1,05.1,08.1,05=1,2

Với KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên diện rộng vành răng , tra bảng 6.7 ta có

KHβ=1,08

KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. với bánh răng

thẳng KHα=1,05( cấp chính xác 8 theo TCVN 1067-71 bảng 6,14)

KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. theo cơng thức 6.41



ta có: KHV=1+



vH bw d w1

2T1K H  K H



aw

Trong đó vH=δHgov u



cơng thức 6.41



cơng thức 6.42



•Vận tốc dài của bánh răng:



v



.d



.n

w3 II  3,14.88,6.389,04  1,8(m / s)

60000

60000



Với dw3là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo cơng thức ở bảng 6.11, nII là số vòng

quay của bánh chủ động



25



Tra bảng 6.15 cóδH=0,004 do dạng răng thẳng vát đầu răng

go=56 trị số của hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng( cấp chính xác 8)bảng 6.16

210

Suy ra :VH=0,004.56.1,8. 3, 74 =3,02



KHV=1+



vH bw d w3

2T2 K H  K H



3, 02.63.88, 6

 1, 05

=1+ 2.151213, 24.1, 08.1, 05



*Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn



F 



2T2YF3 K F Y Y

bw d w3 m



�  F 



Điều kiện bền uốn

công thức 6.43 trang 108

Trong đó

-T2 là mơ men xoắn trên bánh chủ động N.mm

-M là mô đun pháp

-bw là chiều rộng vành răng,mm

-dw3 là đường kính vòng lăn bánh răng chủ động,mm

-yε=1/εα=1/1,74=0,57 hệ số kể đến sự trùng khớp bánh răng.

-yβ=1 là hệ số kể đến độ nghiêng bánh răng ( bánh răng thẳng β=0)

-yF3 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 phụ thuộc vào số răng tương đương

( Zv3=z3/cos3β;Zv4=Z4/cos3β) và( hệ số dịch chỉnh bánh răng theo bảng 6.9). tra trong bảng

6.18 YF3=3,54 ;YF4=3,52

Trong đó :Theo cơng thức 6.45



K F  K F K F  K Fv  1.1,17.1, 08  1, 26



-Với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn .tra bảng 6.7 có KFβ=1,08

-KFα=1 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn ( bánh răng thẳng)



26



K Fv  1 

Mà theo công thức 6.46 :

aw

VF=δFgov u



vF bw d w3

2T2 K F K F 



 1



8,3.63.88,6

 1,14

2.151213, 24.1.1,08



cơng thức 6.47



Tra bảng 6.15 có δF=0,011 do dạng răng thẳng vát đầu răng

go=56 trị số của hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng ( theo cấp chính xác là 8)

210

Suy ra :VF=0,011.56.1,8. 3, 74 =8,3



Vậy độ bền uốn cho răng



 F3 



 F4 



2T2YF3 K F Y Y

bw d w3 m



 F 3 .YF4

YF3











2.151213, 24.3,54.1, 26.0,57.1

 45,9 ��

 F3 �





max

63.88,6.3



45,9.3,52

 45,64

��

 F2 �

3,54





max



*Kiểm nghiệm răng về quá tải



T

K qt  max  1, 45

T

Hệ số quá tải động cơ

Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

Do vậy:







Kqt  397,7. 1, 45  478,89 �[ ]max  1624( MPa)

H

H

� Hmax





 K qt .

 1,45.45,9  66,6 �[ ]max  464( MPa)



Fm

ax3

F

3

F3





 K qt .

 1,45.45,64  66, 2 �[ ]max  272( MPa)



F4

F4

� Fmax4



� Thỏa mãn.



Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền

27



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG )

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×