Do không yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau... -u1=2,73 :tỉ số truyềnKH :hệ số kể đến sự phân bố không đều
Trang 1Chương 6 :Xác định lực căng ban đầu và lực tác
dụng lên trục
- Theo CT (4.19) lực căng ban đầu bằng :
780P K
vC Z
trong đó:
* Fv = qm.v2 (định kì điều chỉnh lực căng) với qm = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22)
=> Fv =0,105.13,22=18,5 (lực căng do lực ly tâm gây ra)
do đó:F0 89,1 (N)
Vậy lực tác dụng lên trục:
/2 sin
F r o =165,04 (N)
5.3 –Tính toán thiết kế hộp giảm tốc
5.3 1–Tính toán thiết kế bánh răng
1)Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Vật liệu phải thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc ( tránh tróc rỗ,mài mòn , dính…) và độ bền uốn Do không yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau Theo bảng 6.1[1] ta chọn :
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn: HB241÷285,có giới hạn bền
b=850(Mpa) và ch=580(Mpa)
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn: HB192÷240 có giới hạn bền
b=750(Mpa), ch=450(Mpa)
2)Phân phối tỉ số truyền : uh=6 cho 2 cấp , theo bảng3.1[1]
ta có : u1=2,73 và u2=2,2
3)Xác định ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ H]= 0 Hlim KHL ZRZVKLKxH/SH
Trang 2Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB180÷350 ta có :
0
Hlim=2HB+70
SH=1,1(hệ số an toàn phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện)
0
Flim=1,8HB
SF=1,75 (hệ số an toàn trung bình)
Chọn độ rắn của bánh nhỏ: HB1=245
độ rắn của bánh lớn: HB2=230
0 Hlim1=2.245+70=560 (MPa)
0
FLim1=1,8.245=441(MPa)
0 HLim2=2,230+70=530(MPa)
0
Flim2=1,8.230=414(MPa)
+Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở : NHO=30 2 4
HB
H
Ta có: NHO1=30.(245)2,4=1,6.107
NHO2=30.(230)2,4=1,39 107
Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :
NHE = NFE = N = 60cnt
Với c , n , t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay , số vòng quay trong một phút và tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét
- c=1
- n2=720,7 vòng/phút
- n3=264 vòng/phút
Bộ truyền làm việc 2 ca trong 1 ngày , ca 8 giờ và sử dụng 300 ngày trong
1 năm,thời gian phục vụ 5 năm
- t=2.8.3005=24000 (giờ)
Ta có : NHE2=NFE2=60.1 720,7.24000=1,04.109
NHE3= NFE3=60.1 264.24000=3,8.108
Vậy :
Trang 3NHE1> NHO1 KHL1=1.
NHE2> NHO2 KHL2=1
Sơ bộ ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép (sơ bộ lấy
ZRZVKLKxH=1):
[H]= 0 Hlim.KHL/SH
[H]1=560.1/1,1=509(Mpa)
[H]2=530.1/1,1=481,8(Mpa)
Với cấp nhanh và cấp chậm ta đều sử dụng bánh răng thẳng , do đó theo công thức (6.12) , ta có :
[H]=min([H]1,[ H]2)=481,8(MPa)
Ứng suất uốn cho phép:
[H]= 0FlimKFcKFLYRYx Y /SF.
Lấy sơ bộ: YRYxY =1; KFc=0,7:vì bộ truyền quay 2 chiều
[F]1=441.0,7.1/1,75=176,4 Mpa
[F]2=414.0,7.1/1,75=165,6 Mpa
Ứng suất tải cho phép :
[H]max=2,8ch
[F]max=0,8ch
[H]1max=2,8ch1=2,8.580=1624 Mpa
[H]2max=2,8ch2=2,8.450=1260 Mpa
[F]1max=0,8ch1=0,8.580=464 Mpa
[F]2max=0,8ch2=0,8.450=360 Mpa
4)Tính bộ truyền cấp nhanh bánh răng thẳng:
a)Tính sơ bộ khoảng cách trục aw:
aw1=Ka(u1+1)3
1 2
1 ]
H
u
K T
T1: moment xoắn trên trục II ,(N.mm) T1=12787,2(N.mm)
Trang 4-u1=2,73 :tỉ số truyền
KH :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
-ba=0,315: hệ số chiều rộng bánh răng
Ta có: bd=0,53ba( u2+1)=0,53.0,315(2,73+1)=0,62 , tra bảng 6.7 [1] ta có : KH=1,07 (sơ đồ 5)
Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng Với thép ta có:
Ka=49,5 (răng thẳng)
aw1=49,5.(2,73+1) 3
2.2,73 ) 8 , 481 (
315 , 0
07 , 1 2 ,
Theo tiêu chuẩn ta chọn : aw1=80 mm
b)Xác định các thông số ăn khớp:
Mođun của bánh răng được xác định : m=(0,01÷0,02) aw1=1,25 =mn
Z1=
) 1 (
2 1
1
u m
a w =
) 1 73 , 2 ( 2
80 2
=34,3 Z1=34(răng)
Số răng bánh lớn: Z2= u2, Z1=2,73.21=93,82 Z2=94 (răng)
Tỉ số truyền thực : um=
34
94=2,735
+Tính lại aw1 : aw1=
2
) 94 34 ( 25 , 1 2
) (Z1 Z2
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc : H=ZMZHZ
2 1 1 1
1
2
w m w
m H
d u b
u K
[ H]
ZH :hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
ZH=
w
b
2
sin
cos
+ b:góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgb=cost.tg
+t,tw:góc ăn khớp trong mặt mút
Với bánh răng thẳng ta có t=tw=arctg(tg cos)
Trang 5+Với =200 :góc profin gốc , t:góc profin răng , 00
t=tw=200
b=0 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[1] : Z=
3
4
Với =[1,88-3,2(
94
1
34 1 )]cos00=1,678
Z=
3
678 , 1
4 =0,878
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1=2aw1/(um+1)=2.80/(2.735+1)=42,2(mm)
Vận tốc vòng:
60000
7 , 720 9 , 42 60000
. 1 2
bw = ba.aw =25,2 (mm)
Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác : cấp 9
KH : hệ số tải trọng, KH=KH KHKHV
+ KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 ta có KH =1,13(v2,5;CCX 9)
+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 : 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
1
1
2 với H= Hg0 V
1
u
a w
H: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bảng 6.15 có H=0,006
g0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16 ta có : g0=73 (m3,55 ; CCX 9)
Trang 6H =0,006.73.1,62
73 , 2
80 =3,84 (m/s)
KHV=1+
05 , 1 03 , 1 2 , 12787 2
9 , 42 2 , 25 84 ,
KH=1,03.1,06.1,13=1,23
Suy ra:
9 , 42 73 , 2 2 , 25
) 1 73 , 2 ( 23 , 1 2 , 12787 2 866 , 0 764 , 1
đảm bảo độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:
Đảm bảo độ bền uốn cho răng:
F1=
m d b
Y Y Y K T
w w
F F
2
1 2
[F1]
và F2=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 răngkhi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 : KF=1,28
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 ta có 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 ta có : F=0,016
g0 tra bảng 6.16 ta có: g0=73
F =0,016.73.1,62
73 , 2
80 =10,24 (m/s)
37 , 1 28 , 1 2 , 12787 2
9 , 42 2 , 25 24 ,
Trang 7+Y:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y=
1 =1/1,75=0,57
+ Y: hệ số kể đến độ nghiêng của răng 0 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=34
ZV2=Z2=94
Tra bảng 6.18 ta có: YF1=3,8 YF2=3.61
Với m=2, ta có :
YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(1,25)=1,062
YR=1 (bánh răng phay)
KXF=1 (da<400mm) , do đó theo công thức 6.2 và 6.2a :
F 1 F1 Y R Y S K XF 176,4.1.1,03.1181,7Mpa
F 2 F2 Y R Y S K XF 165,6.1.1,03.1170,57Mpa
F1=
25 , 1 9 , 42 2 , 25
8 , 3 57 , 0 19 , 2 2 , 12787
2 =179,5 MPa< [F]1=181.7(MPa)
F2=179,5
8 , 3
61 ,
3 =170,5(MPa)< [F]2=170.57(MPa)
Kết luận : các bánh răng 1 và 2 thoả độ bền uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hmax= H K qt [ H]max
Kqt=Tmax/T=5,5.9,81/12,8 =4,2
Hmax=430,69 4,2=882,7<[ H]max=1624(MPa)
1
F
max=F1.Kqt=179,5.4,2=224.5< F 1max=464 (MPa)
2
F
max=F2*Kqt=87.6*2.28=199.73< F 2max =360(MPa)
Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điêu kiện quá tải