tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, chương 3 ppsx

Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9... 3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải... Để đề phòng biến dạng d- hoặc phá hỏng tĩnh mặt l-ợn chân răng ta kiểm nghiệm: F1max

Chương 3: Tính bộ truyền cấp nhanh –

Bánh răng nghiêng

3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw2 = Ka(u1+1)

 1

1

.

H

T K u



 

Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1=26194 Nmm

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng, Ka = 43 (răng nghiêng)

Hệ số ba = bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn ta có ba = 0,3

 bd  0,53 bau1   1 0,53.0,3 5,78 1   1,08

Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7, trang 98) ta đ-ợc KH = 1,15; u1= 5,78; [H]=495,4 MPa

Thay số ta định đ-ợc khoảng cách trục tính sơ bộ:

aw1  43.(5,78 +1).3

2

26194.1,15

120,6

495 5,78.0,3  mm Chọn aw1 = 120

3.2 Xác định các thông số ăn khớp

Chọn khoảng cách trục tính toán: aw1 = 120 mm

 Môđun : m

m = (0,01  0,02) aw1 = (0,01  0,02).120 =1,2  2,4 Chọn

m = 2,0

Tính số răng của bánh răng:

Đối với hộp giảm tốc sử dụng hai cặp bánh răng nghiêng để đảm bảo đ-ợc công suất truyền của cặp bánh răng ta tiến hành chọn sơ

bộ góc nghiêng răng  = 100

Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ:

Z1 = 2 aw1cos/ [m(u1 +1)] = 2.120.cos 100 / [2.(5,78+1] = 17,43

Ta chọn Z1 = 17 răng

Vậy số răng bánh răng lớn: Z2 = u1 Z1 = 5,78.17 = 98,26 chọn Z2 =

98 răng

Tổng số răng của cả hai bánh răng: Zt = Z1 + Z2 = 17+98=125;

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: 2

1

98 5,765 17

Z u Z

Sai số tỷ số truyền: 100% 5,765 5,78.100% 0,26%

5,78

t

u u u

u

Góc nghiêng răng: cos  m z( 1 z2 ) / 2a aw 2.125/ 2.120 0,9583  Nh- vậy 

= 16,590

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H] , H = ZM ZH Z

1 w 2

m

w

m

H

1

d

.

u

.

b

) 1 u

.(

K

.

T

.

Trong đó : - ZM: Hệ số xét đến ảnh h-ởng cơ tính vật liệu, ZM =

274 Mpa1/3 (bảng 65)

- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

- bw : Chiều rộng vành răng

- dw : Đ-ờng kính vòng lăn của bánh chủ động (bánh răng nhỏ);

- T1 = 26194 Nmm ;

- Với hệ số chiều rộng vành răng: ba1 = 0,3

bw = ba1 aw1 = 0,3.120 = 36 mm

Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

0

20 ( ) ( ) 20,797 cos cos16,59

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: b có trị số:

tgb  cos t tg  cos 20,797 16,59 0tg 0  0, 2785  b= 15,560,

ZH =

tw

b

2 sin

cos 2



 = 2cos15,5600

sin 2.20,797 = 1,65;

Hệ số trùng khớp dọc:  b wsin /(  m) 36.sin16,59 /( 2) 1,6 1  0   



0

1 2

1,88 3, 2 cos 1,88 3, 2 cos16,59 1,59

17 98

Nh- vậy hệ số kể đến ảnh h-ởng cụă trùng khớp răng: Z =

1 1

0,793 1,59



  

Đ-ờng kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 = 2aw1 /(um+1) = 2.120/(5,765 + 1) = 35,477 mm

Vận tốc vòng: v = 1 1 35, 477.350

0,65 /

60000 60000

w

d n

m s

  

Theo bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra

đ-ợc tại bảng 14 ta có: KH = 1,13

0,002.73.0,65 0,133

5,765

w

m

a

g v u

với các trị số:

-H: trị số kể đến ảnh h-ởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có: H = 0,002

-g0 :hệ số kể đến ảnh h-ởng của sai lệch b-ớc răng ta tra bảng 6.16 có:go =73

với: KH = 1,13

1 0,433.36.35, 477

2 2.26194.1,15.1,13

Hv

b d K

T K  K 



Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH = KH.KHVKH = 1,15.1,008.1,13 = 1,31

274.1,65.0,793 2.26194.1,31.(5,765 1)2 477,96

36.5,765.35, 477

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]

ZRZVKxH

Với v = 0,65 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ) Cấp chính xác động

học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt

độ nhám là Ra = 1,25 0,63 m Do đó ZR = 1

Với da < 700mm  KxH = 1

 [H] = [H] ZRZVKxH = 495,5.1.1.1 =495,5 MPa ,

Nh- vậy H < [H] nên điều kiện bền tiếp xúc của cặp bánh

răng thoả mãn

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Yêu cầu F  [F] ; F = 2.T1.KF.Y.Y.YF1/( bw.dw3.m)

Tính các thông số :

Theo bảng 6.7 ta có KF = 1,32 ; với v < 2,5 m/s tra bảng

6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì KF = 1,37

Tra bảng 6.16 chọn go= 73

Theo bảng 6.15 => F =0,006

=> 1

1

120 0,006.73.0,65 1,3

5,765

w

t

a

g v u

13 1,3.36.35,377

2 2.26194.1,37.1,13

Fv

b d K

T K  K 



    

KF = KF.KF.KFV = 1,32.1,37.1,02 = 1,8

Với  = 1,59  Y = 1/ = 1/1,59 = 0,63;

 = 16,590 Y = 1 – /140 = 1 – 16,590/140 =

0,88;

Số răng t-ơng đ-ơng:

ZV1 = Z1/cos3 = 17/(0,9583)3 = 19 răng.

ZV2 = Z2/cos3 = 98/(0,9583)3 = 112 răng

Với ZV1 = 19, ZV2 = 112 tra bảng 6.18 trang 109 thì YF1= 4,08;

YF2= 3,60;

Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln(2) = 1,03

Chế tạo bánh răng theo ph-ơng pháp phay: YR = 1

Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó:

   F1  F1 Yỷ Yý KxF  252 1 1 1  252 MPa

   F2  F2 Yỷ Yý KxF  237 1 1 1  237 MPa

Thay vào công thức: F = 2.T1.KFYYYF/( bwdw.m), ta có:

F1 = 2.26194.1,8.0,63.0,88.4,08/ (36.35,477.2) =83,5 MPa  F1 < [F1]1 = 252 Mpa;

F2 = F1.YF2 / YF1 = 83,5.3,6/ 4,08 = 73,7 MPa;

 F2 < [F2]2 = 237 Mpa

Nh- vậy răng thoả mãn độ bền uốn

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

ứng suất quá tải cho phép:

 H max  2 , 8 ch2  2 , 8 450  1260 MPa

 F1 max  0 , 8 ch1  0 , 8 580  464 MPa

 F2 max  0 , 8 ch2  0 , 8 450  360 MPa

Hệ số quá tải: Kqt= Tmax/T = 1,6;

H1max=H Kqt  440 1 , 6  557MPa < [H]max = 1260 MPa;

Để đề phòng biến dạng d- hoặc phá hỏng tĩnh mặt l-ợn chân răng

ta kiểm nghiệm:

F1max= F1 Kqt = 68.1,6 = 109 MPa ;

F2max= F2 Kqt = 64.1,6 = 103 MPa ;

vì F1max < [F1]max = 464 MPa

F2max < [F2]max = 360 Mpa

Nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải