thiết kế chi tiết dạng trục của hộp giảm tốc, chương 3 pptx

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng... Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Chương 3: Kiểm nghiệm răng về độ bền

uốn

Theo công thức ( 6.65) :

F1 =

1

1 1

85 , 0

2

m tm

F F

d m b

Y Y Y K

T  

; trong đó :

+ T1 = 25960 Nmm: mômem xoắn trên trục chủ động ;

+ mtm = 1,97 mm: môđun pháp trung bình ;

+ b=35 mm: chiều rộng vành răng ;

+dm1 =49,25 mm: đ-ờng kính trung bình của bánh chủ động ; +Y: hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y =1(do răng thẳng) ; +với =1,72  Y =1/ =0,58 ;

+YF1 :hệ số dạng răng, ta tra bảng (6.18) có đ-ợc : YF1 =3,57 ;

YF2=3,55(với x1 = 0,3);

+ KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn :

KF = KF KF KFv ;

KF:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng:KF =1,16

KF: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, ta tra bảng (6.14), ta đ-ợc : KF = 1,09 ;

KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :











F F I

22 w w F Fv

K K T 2

d b 1 K

Theo 6.64 : F  F g0.v d m1(u 1 ) /u

Trong đó : F = 0,016 bảng (6.15)

g0 = 56 bảng(6.16)

 F  0 , 016 56 3 , 66 49 , 25 ( 4 , 25  1 ) / 4 , 25  25 , 58;

Do đó :

09 , 1 16 , 1 25960 2

25 , 49 35 58 , 25 1 K K T 2

d b 1 K

F F I

22 w w F





 KF = 1,16 1,09 1,69 = 2,14 ;

Ta đ-ợc: F1 = 82 , 3

25 , 49 97 , 1 35 85 , 0

57 , 3 1 58 , 0 14 , 2 25960

MPa ;

F2 = F1 .YF2/YF1=82,3 3,55/3,57= 81,8 Mpa < [F2] = 236,5 MPa ;

Nh- vậy:điều kiện bền uốn đ-ợc đảm bảo

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo (6.48),với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 :

Hmax = H Kqt  433 1 , 5  5307 MPa < [H] max

=1260 MPa

Theo (6.49) : F1max = F1.Kqt = 82,3 1,5 = 123,5 MPa < [F1]

max= 464 MPa

F2max = F2.Kqt = 81,6 1,5 = 122,7 MPa < [F2]

max =360 MPa

 cặp bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền khi quá tải

7 Các thông số và kích th-ớc bộ truyền bánh răng côn :

Chiều dài côn ngoài Re = 118 mm

Mô đun vòng ngoài mte = 2,25 mm

Chiều rộng vành răng b = 35 mm

Tỷ số truyền um= 4,25

Góc nghiêng của răng  = 0

Số răng bánh răng z1 =25 , z2 = 106

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,3, x2 = - 0,3 Theo các công thức trong bảng 6.19 tính đ-ợc :

Đ-ờng kính chia ngoài de1 = 56,25 mm, de2

= 236,25 mm

Góc côn chia 1 =13,270,  2

=76,730

Chiều cao răng ngoài he = 4,59 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,925 mm,

hae2 = 1,575 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,025 mm, hfe2

= 3,357 mm

Đ-ờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = 61,94 mm, dae2

= 236,98 mm

+ Tính lực ăn khớp:

25 , 49

25960 2 d

T 2 F F

1 m

1 2

t 1

Fr1 = Fa2 = Ft1.tg.cos1 = 1054 tg20o cos13,270 = 373N;

Fa1 = Fr2 = Ft1.tg.sin1 = 1054 tg20o sin13,27o= 88

N ;

B.Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng

1.Chọn vật liệu :

Theo thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm nh- đối

với cấp nhanh

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285

Có : b1 = 850 MPa ;

ch 1 = 580 MPa

Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240

Có : b2 = 750 Mpa ;

ch 2 = 450 MPa

 Xác định ứng suất cho phép :

+ ứng suất tiếp xúc cho phép :

 H H lim S HZ R Z V K xH K HL ;

+ ứng suất uốn cho phép :

 F Flim S FY R Y S K xF K FC K FL;

Tính sơ bộ chọn :

ZRZVKxH = 1   H  H limK HL S H ;

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)

 F  Flim.K FL S F ;

Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh côn lớn Do đó ta có:

NHo3= 1,62.107 NHo4= 1,40.107

NHE3=NHE2= 27,4.107 -> NHE4= NHE3/u2= 7,29.107

 KHL3 = 1

KHL4 = 1

NFE3=NFE2=24,2.107 -> NFE4=NFE3/u2= 6,44107 vì NFO= 4.107

 KFL3 = 1

KFL4 = 1

+ ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép :

[H]1=509 Mpa [F]1= 252 Mpa

[H]2=481,8 Mpa [F]2=236,5 Mpa

+ ứng suất quá tải cho phép :

[H]max1 = 1624 Mpa [F]max1= 464 Mpa

[H]max2= 1260 Mpa [H]max2= 360 Mpa

2 tính toán các thông số của cấp chậm

Bộ truyền bánh trụ răng thẳng :  H  min   H 1, H 2 481 , 8MPa

+ Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1)

 

3

1

2

.

ba H

H II

u

K T







Với:

T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; T2 =

106900 Nmm

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:

K a=49,5

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng

Hệ số ba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6, bộ truyền đặt đối xứng nên chọn ba = 0,3;

Theo (6.16): bd =0,53 ba(u2+1) = 0,53.0,3(3,76 +1 ) = 0,76 Tra bảng(6.7), ta có: KH = 1,03

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

aw2= 49,5.(3,76+1) 176 , 5 mm

3 , 0 76 , 3 8 , 481

03 , 1 106900

3

Chọn khoảng cách trục tính là aw2 = 175 mm

+ Các thông số ăn khớp:

Mô đun pháp : m = ( 0,01  0,02 ) a2 = 1,75  3,50 mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8: chọn m = 3 mm

Số răng bánh nhỏ (bánh 3): Z3 = 2 a2 / m(u2+1) = 2.175/

3.(3,76 + 1) = 24,5 răng

ta lấy Z3 = 25 răng

Số răng bánh lớn (bánh 4) : Z4 = u2.Z3 = 3,76 25 = 94 răng

25

94 Z

Z u

3

4

Tính lại : aw2= m(Z3+Z4)/2=3.(94 + 25) /2= 178,5 mm

Chọn aw2 = 175 mm,do đó để đảm bảo khoảng cách trục cần

dịch chỉnh :

17 , 1 ) 94 25 ( 5 , 0 3

175 ) z z ( 5 , 0 m

a

Y  w  3 4     

 KY = 1000.y/zt = 1000(-1,17)/119 = -9,8

dựa vào bảng 6.10a,đ-ợc Kx =- 0,702

 y = Kx.zt /1000 = -0,702.119/1000 = - 0,084

Tổng dịch chỉnh : Xt =Y+ y = - 1,17 – 0,084 = -1,25

vậy hệ số dịch chỉnh :

119

17 , 1 ).

25 94 ( ) 25 , 1 ( 5 , 0 Z

Y ).

Z Z ( X 5 , 0 X

t 3 4 t



























X2 = Xt- X1 =(-1,25)-(-0,29) = - 0,96

Góc ăn khớp : cos tw= Zt m cos /(2 aw)=119 3 cos20o/(2 175)

 tw =16,560

+ Chiều rộng bánh răng : bw = ba aw = 0,3 175 = 52,5 mm ;

chọn b =55 mm

+ Đ-ờng kính vành răng: dw3 = m Z3 = 3 25 = 75 mm

dw4 = m Z4 = 3 94 = 282 mm

+ Lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp đ-ợc chia làm 2 thành

phần :

Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw3 =2.106900/75 = 2850 N

Fr3 = Fr4 = Ft3. tgtw /cos = 2850 tg(16,56o)/cos0o =848N

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]

Theo công thức (6.33) : H = ZM ZH Z 2

3

2

.

) 1 (

2



d u b

u K T

m w

m

Trong đó :

- ZM : Hệ số xét đến ảnh h-ởng cơ tính vật liệu;tra bảng 6.5, ta có :

ZM =274 Mp1/3

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

ZH =

tw

b



 2 sin

cos

) 56 , 16 2 sin(

0 cos 2

0

0



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

94

1 25

1 2 , 3 88 , 1 Z

1 Z

1 2 , 3 88 , 1

4 3

























 



































 Z =

3

4   =  

3

72 , 1

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KH KHVKH ;

KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ;tra bảng 6.7, đ-ợc

KH = 1,03;

KH =1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp

KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp







H H

w w H Hv

K K T

d b K

2

1

3

3



với :

1 , 31 m / s

60000

1 , 334 75 60000

n d

v   w 1 2    vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác

9

76 , 3

175 31 , 1 73 006 , 0 u

a v g

m

2 w o H



Với các thông số ta tra đ-ợc ở bảng 6.15, 6.16: H =0,006 và go

=73

 1 , 073

1 03 , 1 106900

2

75 55 9 , 3 1

 KH =1,03.1.1,073 = 1,105

- bw : Chiều rộng vành răng.b =55 mm

- dw3 : Đ-ờng kính vòng chia của bánh chủ động; dw3

=75 mm

-TII = 106900 Nmm ;

H = 274.1,91.0,87 447 MPa

) 75 (

76 , 3 55

) 1 76 , 3 (

105 , 1 106900

2

+ Tính chính xác ứng suất cho phép  H H lim S HZ R Z V K xH K HL

Do v < 5 m/s nên : Zv= 1;

Ra = 2,5…1,25 m nên : ZR= 0,95

da<700 mm nên : KXH= 1

 [H]= 481,8 0,95 1 1 = 457,7 MPa ;

Nh- vậy : H < [H]

0 , 051

] [

] [





H

H H







 Vậy điều kiện tiếp xúc đ-ợc đảm bảo