Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)

(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)

Tải bản đầy đủ - 0trang

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



-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

 1,8HB

� F lim



0

 2 HB  70  2.280  70  630(MPa)

� H lim1

1





0

 1,8HB  1,8.280  504( MPa)

1

� Bánh chủ động � F lim1



0

 2 HB  70  2.250  70  570( MPa)

� H lim2

2





0

 1,8HB  1,8.250  450( MPa)

2

� F lim2



Bánh bị động

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

chế độ tải trọng của bộ truyền:



m N

�K

 H H0

� HL

N

HE







m N

 F F0

�K

N

� FL

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

+ 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

Do vậy:



2,4

2,4  22, 4.106

�N

� H 01  30.HB1  30.280





2,4

2,4  17,06.106

�N H 02  30.HB2  30.250



�N

N

 4.106

F 02

� F 01

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

chịu tải trọng tĩnh � NHE= NFE=60.c.n.t∑ , trong đó:

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay: c =1

n- vận tốc vòng của bánh răng.

t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng.



Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



19



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



�N

N

 60.c.n .t  60.1.1460.24000  2,1024.109



HE

1

FE

1

1�

��



n

1460

�N

N

 60.c.n .t  60.c. 1 .t  60.1.

.24000  0,3504.109



HE

2

FE

2

2





u

6





Ta có:

NHE1>NH01 � lấy NHE1= NH01 � KHL1=1

NHE2>NH02 � lấy NHE2= NH02 � KHL2=1

NFE1>NF01 � lấy NFE1= NF01 � KFL1 =1

NFE2>NF02 � lấy NFE2= NF02 � KFL2=1

Do vậy ta có:





o

630



[ ]= H lim1 Z Zv K K



.1.1  572,72(MPa)

R

xH

H

1

HL

1



S

1,1

H1



o





570



[

]= H lim2 Z Z v K K



.1.1  409,09(MPa)

R

xH HL 2 1,1

� H2

S



H2



o





504

[ ] = F lim1 Y Y K K



.1.1  288(MPa)



R S xF FL1 1,75

S

� F1

F1



o





450

F lim2 Y Y K K

[



]

=



.1.1  257,14(MPa )



R

xF

F

2

S

FL

2

S

1,75



F2





Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy

trung bình giá trị của hai bánh để tính tốn. Vậy ứng suất cho phép

là:







[



H



]=



  H 1     H 2  = 572, 72   518,18  545, 45 (Mpa)

2



2



3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:



[ ]

 2,8.max( ,

)  2,8.580  1624(MPa)

ch1 ch2

� H max



[ ]max  0,8.

 0,8.580  464( MPa)



F

1

ch

1



[ ]

 0,8.

 0,8.580  464( MPa)



ch2

� F 2 max



3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

TK

1 H

aw  K a (u  1)3

[ ]2.u.

H

ba ,với:



Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



20



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



-Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng. Tra

bảng 6.5[1]

� Ka=43 MPa1/3

-T1- Môment xoắn trên trục chủ động: T1=82875(N.mm)

-[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=481,82(MPa)

-u - Tỉ số truyền: u = 3,33

-ψba,ψbd - Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng, HB<350, ta chọn được

ψba=0.4;

ψbd=0,5. ψba.(u+1)=0,5.0,4.(3,33+1)=0,866

- KHβ,KFβ - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng 6.7[1]

với ψbd=1,16 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và dùng phép nội suy ta được:



 1,09

�K

� H



�K F   1,23





Do vậy ta có:



TK

82875.1,09

1 H

aw  Ka (u  1)3

 43.(6,64  1)3

 159, 44(mm)

[ ]2.u.

545, 452.6,64.0,4

H

ba

Chọn aw= 160 (mm)



3.4 Xác định thông số ăn khớp:

3.4.1 Môđun pháp:

m = (0,01÷0,02)aw = (1,25 – 2,5) (mm)

Tra bảng 6.8[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=2

Chiều rộng vành răng :

bw = aw . ψba = 160 . 0,4 = 64 ( mm )

Công thức quan hệ : aw = =

Chọn sơ bộ β = 140

3.4.2 Xác định số răng:



Ta có:



 =14o



2a cos 2.160.0,97

Z  w



 35.84

1 m.(u  1) 2.(3.33  1)

;Chọn Z1=36



Z2= u.Z1=3.33.36=98,17; Chọn Z2=120

Tỉ số truyền thực tế:



Z

120

ut  2 

 3.33

Z

36

1



Sai lệnh tỉ số truyền:



Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



21



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



u u

3.333  3.33

u  t

.100% 

.100  0,1%  4% �

u

3.333



thỏa mãn.



Góc nghiêng :



2.(36  120)

 0,975

2.160

Cosβ = =



� β = 12,8o



3.5 Một vài thơng số hình học của cặp bánh răng:

• Khoảng cách trục : aw = 160 ( mm )

• Đường kính vòng chia :

2.36

d1 = = 0,975 = 78,8 ( mm )

2.120

d2 = = 0,975 = 246,2 ( mm )

• Đường kính vòng lăn :

2.160

= = 3.33  1 = 73,9 ( mm )



dw1

dw2 = uh . dw1 = 3,33.73,9 = 246.087 ( mm )

• Đường kính đỉnh răng :

da1 = d1 + 2mn = 78.8 + 2 . 2 = 82,8 ( mm )

da2 = d2 + 2mn = 246,087 + 2 . 2 = 250,087 ( mm )

• Đường kính chân răng :

df1 = d1 – 2,5mn =78,8 – 2,5 . 2 = 73,8 ( mm )

df2 = d2 - 2,5mn = 246,2 – 2,5 . 2 = 241,2 ( mm )

• Góc profin gốc α = 200

• Đường kính cơ sở :

db1 = d1cos α2 =78,8 . cos200 = 74,04 ( mm )

db2 = d2cos α2 = 246,2 . cos200 = 231,35 ( mm )

• Góc profin răng :

α t = arctg ( tg α / cosβ ) = 20,560

• Góc ăn khớp :

α tw = α t = 20,560

• Hệ số trùng khớp dọc :

64.sin12,8

εβ = = 2.3,14 = 2,26

• Hệ số trùng khớp ngang :

1

1



εα = [ 1,88 – 3,2 ()]cosβ = [1,88 – 3,2 ( 36 120 )] . cos (12,80)



= 1,76 > 1,2



Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



22



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

3.6.1 Kiểm nghiệm 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



2T .K .(ut  1)

1 H

�[ ]

H

bw .ut d 2

w1



Trong đó :

Z m : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

tra trong bảng 6.5[1] có được ZM = 274 ( MPa 1/3 )

ZH : Hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc : ZH =

là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở

tg = cos . tg = cos(20,56) . tg(12,8) => = 13,140

2 cos(13,14)

sin(2.20, 56) = 1,72



Vậy ta có ZH =

Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Zε =

vì εβ = 2,31 > 1; εα = 1,72 > 1,1

=> Zε = = 0,76

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : KH = KHβ. KHα. KHv

Trong đó :

Với ψbd = 0,5 . ψba (uh + 1) = 0,5 . 0,4 . (3,33 + 1 ) = 0,866

KHβ = 1,1 tra theo bảng 6.7 [1] ứng với sơ đồ 6.

K Hα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp.

Vận tốc vòng của bánh răng :

3,14.73,9.1460

60000

v= =

= 3,5 ( m/s )



Tra bảng 6.13[1] Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng v < 4 (m/s)

=> Cấp chính xác của bánh răng là 9.

Tra bảng 6.14[1] được KHα = 1,13.



Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



23



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiên trong vùng ăn

khớp.

KHv = 1 +



Với vH = gov = 0,002 . 73 . 2,66.



140

4, 675 = 1,74 (m/s)



( trong đó là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,

tra trong bảng 6.15[1] được = 0,002; go là hệ số kể đến ảnh hưởng

của các bước răng 1 và 2, tra trong bảng 6.16[1] được g o = 73 )

3, 04.64.73, 9

=> KHv = 1 + 2.82875.1, 05.1,13 = 1,07

=> KH = 1,05 . 1,13 . 1,02 = 1,21



Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc là :



= 271 . 1,7 . 0,76 .



2.82875.1, 21.(6, 64  1)

64.6, 64.73, 9



= 2445,69 ( MPa )



Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó = 545,45 (MPa) , - Với v = 3,5 < 5m/s , lấy Zv =1

Đường kính vòng đỉnh da < 700→lấy KXH =1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc

là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra =2,5÷1,5m, lấy ZR =0,95

 []cx = 545,45 . 0,95 . 1 . 1 = 518,17 (MPa)

Như vậy:

< []cx

Ta có độ chênh lệch giữa và []cx :

| 518,17  517,93 |

518,17

[] =

.100% = 0,04% < 4%







bw1  64mm �







bw 2  69mm





Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



24



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



GVHD:Ths.Nguyễn Tiến Nhân



 để đảm quá trình ăn khớp

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế

tạo bánh răng được tiết kiệm tối ưu.

3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân

răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

Trong đó



44,05 mm)



T1 mơ men xoắn trên bánh chủ động ( Nmm )

M: mô đun pháp ( mm )

bw: chiều rộng vành răng ( bw1 = 54 mm )

dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw =

Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Yε = = = 0,58



= 0,9



14

Yβ : hệ số kể đến độ ngiêng của răng : Y β = 1 - = 1 - 140



YF1 và YF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào

số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh.

Số răng tương đương :

23

3

Zv1 = = 0,97 = 25,2

92

3

Zv2 = = 0,97 = 100,8

Vì răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

Tra bảng 6.18[1] trị số của hệ số dịch chỉnh răng ta được

YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6

Tra bảng 6.7[1] (sơ đồ 6) trị số của hệ phân bố không đều tải trọng

trên chiều rộng vành răng được KFβ = 1,1

Tra bảng 6.14[1] : KFα = 1,37

KFv là hệ số kể dến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi

tính về uốn



Với



KFv = 1 +



= = 0,006 . 73 . 3,5 .

 KFv



160

3.33



= 10,6

10, 6.73,9.44, 05

= 1 + 2.82875.1,1.1,37 = 1,13



Hệ số tải trọng khi tính đến uốn :

KF = = 1,1 . 1,37 . 1,13 = 1,70291

Nguyễn Thanh Nam – 1611030186 – 16DCTA2



25



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×