thiết kế hệ thống dán thùng tự động, chương 6 ppt

Chương 6: Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp nhanh

- Khoảng cách trục : aw=45 (mm)

- Chiều rộng vành răng : bw=14 (mm)

- Tỉ số truyền : um=4,3

- Góc nghiêng của răng :  =00

- Số răng bánh răng : Z1=17 ; Z2=73

- Đường kính vòng chia : d1=m.Z1=1.17=17 (mm)

d2=m.Z2 =1.73=73 (mm)

- Đường kính đỉnh răng : da1= d1+2m=17+2.1=19 (mm)

da2= d2+2m=73+2.1=75 (mm)

- Đường kính đáy răng : df1= d1-2,5m=17-2,5.1=14,5 (mm)

df2= d2-2,5m=73-2,5.1=70,5 (mm) 5) Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng thẳng :

a) Tính sơ bộ khoảng cách trục aw:

aw2=Ka(u2+1)3

2 2

2

]

H

u

K T







+T2=1676,59 (Nmm) - mômen xoắn trên trục II

+u2=2,78 : tỷ số truyền

+KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, KH =1,03 (bảng 6.7[3])

+ba=0,315: hệ số chiều rộng bánh răng

Ta có:

+bd=0,53ba( u2+1)=0,53.0,315(2,78+1)=0,63

+Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.Với thép ta có: Ka=49,5 (răng thẳng)

aw2=49,5(2,78+1)3

2 2 , 78 8 , 481 315 , 0

03 , 1 59 ,

Theo tiêu chuẩn ta chọn : aw1=50 (mm)

b) Xác định các thông số ăn khớp :

- Môđun của bánh răng được xác định : m=(0,01÷0,02)aw1=1=mn

) 1 (

2

1

1



u m

a w =

) 1 78 , 2 ( 1

50 2

 =26,4, ta chọn Z1=27 (răng)

- Số răng bánh lớn: Z2= u2.Z1=2,78.27=75,06, ta chọn Z2=75 (răng)

- Tỉ số truyền thực : um=

27

75=2,77

- Tính lại aw2 :

aw2=

2

) 75 27 ( 1 2

) (Z1 Z2  

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

- Ứng suất tiếp xúc :  H= 2

2 2 2

2

2

w m w

m H H

M

d u b

u K T Z Z

+ZH : hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

ZH=

w

b



 2 sin

cos 2

+ b:góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở,

tgb=cost.tg

+t,tw:góc ăn khớp trong mặt mút

Với :

+Bánh răng thẳng ta có t=tw=arctg(tg cos)

+ =200 : góc profin gốc ; t: góc profin răng ;   0 0

Ta có : t=tw=200

+b=0, ta có : ZH=

) 20 2 sin(

0 cos 2

0

0

=1,764 +Z:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng +Với bánh răng thẳng , dùng công thức (6.36a[3]) :

Z=

3

4  



 =[1,88-3,2(

75

1

27 1  )]cos00=1,71

Z=

3

71 , 1

4  =0,87

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw2=2aw2/(um+1)=2.51/(2,77+1)=27 (mm)

- Vận tốc vòng:

60000

98 , 318 27 60000

. 2 2 

Tra bảng 6.13[3] chọn cấp chính xác : cấp 9

- Hệ số tải trọng:

KH=KH  KH KHV

+ KH  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[3] ta có:

KH  =1,13(v2,25;CCX9)

+KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7[3] :

KH=1,03

+ KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHV=1+







H H

w w H

K K T

d b

2

2

2

Với : H= Hg0 V

2

u

a w

+ H: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, ta có H=0,004

+g0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, theo bảng 6.16[3] ta có g0=73 (m3,55 ; CCX 9)

Ta có: H =0,004.73.0,45

77 , 2

51 =0,56 (m/s)

KHV=1+

13 , 1 03 , 1 59 , 1676 2

27 51 315 , 0 56 ,

KH=1,13.1,03.1,06=1,23

Suy ra:  H= 2

27 77 , 2 51 315 , 0

) 1 77 , 2 (

23 , 1 59 , 1676 2 87 , 0 764 , 1

 H] (đảm bảo độ bền tiếp xúc)

d) Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn :

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng:

=

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

2

1 2

[F1]

2

F

 =F1.YF1/YF2 [F2]

+ KF : hệ số tải trọng tính, KF= KF KF KFV

+ KF: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7[3] :

KF=1,08

+ KF: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[3] : KF =1,37 + KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFV=1+







F F

w w F

K K T

d b

2

2

2

F

 = Fg0V

2

u

a w

+ F tra bảng 6.15[3] ta có :  F=0,016

+g0 tra bảng 6.16[3] ta có : g0=73

Ta có : F =0,016.73.0,45

77 , 2

51 =2,25(m/s)

KFV=1+

37 , 1 08 , 1 59 , 1676 2

27 51 315 , 0 25 ,

KF=1,08.1,37.1,19=1,76

+Y :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :Y=





1 =1/1,71=0,58

+ Y: hệ số kể đến độ nghiêng của răng   0, nên Y=1 +YF1 ,YF2:hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 , phụ thuộc số răng tương đương ZV1 , ZV2

Ta có : ZV1=Z1=27

ZV2=Z2=75

Tra bảng 6.18[3] ta có: YF1=3,86 YF2=3,61

Với m=1, ta có :

YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(1)=1,08

+YR=1 (bánh răng phay)

+KXF=1 (da<400mm) , do đó theo công thức 6.2[3] và 6.2a[3] :

   F 1  F1 Y R Y S K XF  252 1 1 , 03 1  259 , 56Mpa

   F 2  F2 Y R Y S K XF  236 , 6 1 1 , 03 1  243 , 7Mpa

Suy ra : F1=

1 27 51 315 , 0

86 , 3 1 58 , 0 76 , 1 59 , 1676

[F]1=259,56(MPa)

2

F

 =30,5

61 , 3

86 ,

3 =32,61(MPa)< [F]2=243,7(MPa) Kết luận : các bánh răng 1 và 2 thoả độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải :

 Hmax= H K qt [ H]max

Kqt=Tmax/T=2,2

Ta có :  Hmax=291,12 2 , 2=431,8<[ H]max=1624(MPa)

1

F

 max=F1.Kqt=30,5.2,2=67,1< F 1max=464 (MPa)

2

F

 max=F2.Kqt=32,61.2,2=71,74< F 2max =360(MPa) Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điều kiện quá tải