Đang tải... (xem toàn văn)
Bài tập về chương Bánh răng trong môn Thiết kế máy, thiết kế kỹ thuật,... Có hướng dẫn cách làm cho mọi người Tài liệu thu thập từ sinh viên trường ĐH Bách Khoa HCM môn Thiết kế kỹ thuật Các bạn có thể dùng để ôn tập, ôn thi cho môn học và làm BT lớn ở trường
Chương THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 4.1 Tính chọn vật liệu cho cấp nhanh chậm Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế truyền bánh cho hộp giảm tốc là: chọn vật liệu đảm bảo cho không bị gãy tải đột ngột tác dụng tải trọng va đập, khơng bị tróc mỏi ứng suất tiếp xúc thay đổi gây Thép nhiệt luyện loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh Ngoài dùng gang chất dẻo Đối với truyền chịu tải trọng nhỏ trung bình dùng thép tơi cải thiện, thép thường hóa thép đúc để chế tạo bánh Độ rắn bề mặt HB350 Đối với truyền bánh hở, làm việc với vận tốc thấp, khơng có u cầu kích thước phải nhỏ gọn, dùng vật liệu gang Chất dẻo thường dùng truyền bánh chịu tải trọng nhỏ, yêu cầu làm việc kêu cần giảm tải trọng động Dựa vào sơ đồ tải trọng điều kiện làm việc truyền làm việc tải trọng lớn khơng có điều kiện đặc biệt Ta tiến hành chọn vật liệu theo hàm mục tiêu - Bền - Kích thước nhỏ - Giá thành rẻ - Thuận lợi cho việc gia cơng khí Từ điều kiện ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn bị dẫn ta chọn thép 45 - cải thiện với số liệu cho bảng sau - Theo bảng 6.1 [1] ta chọn được: Tên Vật liệu Bánh nhỏ Bánh lớn Thép 45 - cải thiện S= 60mm Thép 45 - cải thiện S=100mm σb (Mpa) σch (Mpa) HB 850 580 241 285 750 450 192 240 Ta có HB1 = 285, HB2 = 240 thỏa mãn HB1 HB2 + (10-15) 4.2 Xác định ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép Theo bảng 6.2 [1] với thép 45 cải thiện đạt độ cứng HB 180 350 ta có: Ho lim 2 HB 70; S H 1,1; Fo lim 1,8 HB; S F 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 285; độ rắn bánh lớn HB2 = 240, đó: Ho lim1 2 HB1 70 2.285 70 640 MPa Fo lim1 1,8HB1 1,8.285 513MPa Ho lim 2 HB2 70 2.240 70 550 MPa FOlim 1,8HB2 1,8.240 432MPa Trong đó: o + H lim : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ sở (ứng suất tiếp xúc cho phép) o + F lim : giới hạn mỏi uốn tướng ứng với chu kỳ sở (ứng suất uốn cho phép) + S H , S F : hệ số an toàn tính tiếp xúc uốn + K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC=1 đặt tải phía (bộ truyền quay chiều) Theo cơng thức (6.1a) (6.2a) [1] ta có: H Ho lim K HL SH (Ứng suất tiếp xúc cho phép) Fo lim K FC K FL F SF (Ứng suất uốn cho phép) 2,4 Theo cơng thức (6.5) [1] ta có: N HO 30 H HB (số chu kỳ làm việc sở) đó: 2.4 2.4 N Ho1 30 H HB 23374854.6353 30 285 2.4 2.4 N Ho 30 H HB 15474913.6675 30 240 N Fo 4 106 (Đối với tất thép) + N Ho , N Fo : số chu kỳ ứng suất thử độ bền tiếp xúc uốn K HL , K FL - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời hạn phục vụ chế độ tải trọng truyền, xác định theo công thức (6.3), (6.4) [1]: K HL mH K FL mF N Ho N HE N Fo N FE ( mH 6 HB 350 ) ( mF 6 HB 350 ) + mH , mF bậc đường cong mỏi thử độ bền tiếp xúc uốn + N HE , N FE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Do tải trọng thay đổi nên ta có: Từ cơng thức (6.7) [1] N HE 60.c. Ti / Tmax ni ti Trong đó: c - số lần ăn khớp vòng quay (c=1) ni - số vòng quay trục thứ i phút chế độ thứ i ti - thời gian làm việc chế độ thứ i Lh ti - tổng số làm việc (thời hạn phục vụ) Lh 10 300 2 8 48000( h) Ta có: n1 1440 vg / ph n2 275.3346 vg / ph , N HE 60c n1 1440 20 48 ti (Ti / Tmax )3 ti / ti 60 1 48000 [13 0.63 ]=401345346.1 u1 5.23 60 60 N HE N Ho K HL 1 N HE1 N HE u1 192244420.7723 N N Ho1 23374854.6353 Mà HE1 ⇒ K HL1 1 Thay giá trị vừa tìm vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ta có giá trị ứng suất bánh dẫn bị dẫn, theo công thức (6.1a, 6.2a) [1] ta có: 581.8182( MPa) 1.1 550 500( MPa) 1.1 H 640 H2 Với cấp nhanh sử dụng bánh trụ nghiêng, theo cơng thức (6.12) [1] ta có: H H1 H 581,8182 500 540,9091( MPa) 1, 25 H Theo công thức (6.8) [1] ta có: N FE 60.c. (Ti / Tm ) mF ni ti N FE 60.c n1 ti (Ti / Tmax ) ti / ti u1 1440 20 48 60 1 48000 [16 0.66 ] 293918434.1 10 N Fo 5.23 60 60 => K FL 1 tương tự có K FL1 1 Thay giá trị vừa tìm vào cơng thức xác định ứng suất uốn cho phép ta có giá trị ứng suất bánh dẫn bị dẫn là: 513.1.1 293,1429( MPa) 1,75 432.1.1 246,8571( MPa) 1,75 F1 F2 Ứng suất tiếp xúc cho phép tải xác định theo công thức (6.13) [1]: H max 2,8. ch 2,8.450 1260( MPa) Ứng suất uốn cho phép tải theo công thức (6.14) [1]: F max 0,8. ch1 0,8.580 464( MPa) F max 0,8. ch 0,8.450 360( MPa) 4.3 Tính tốn thiết kế cho cấp bánh 1.1 Xác định sơ khoảng cách trục Xác định sơ khoảng cách trục theo công thức (6.15a) [1]: aw K a (u1 1) T1 K H H u1 ba Trong đó: Theo bảng 6.6 [1], trị số ba =0.3; theo bảng 6.5 [1] với trụ nghiêng vật liệu thép – thép ⇒ K a 43 ; theo công thức (6.16) [1] bd 0.53 ba u1 1 0.53 0.3 5.23 1 0.9906 KH =1.15 theo sơ đồ 3; T1 38897.6806 Nmm aw1 43 (5.23 1) 3 Ta lấy theo bảng 6.7 [1] chọn 38897.6806 1.15 123.2745( mm) 540.90912 5.23 0.3 aw1 130 mm 1.2 Xác định thông số ăn khớp + Theo công thức (6.17) [1] ta có: m1 (0.01 0.02) aw1 (0.01 0.02) 130 1.3 2.6( mm) Trong đó: theo bảng 6.8 [1] chọn module pháp m1 2mm o o + Đối với bánh trụ nghiêng hộp giảm tốc khai triển 8 20 , ta chọn o sơ 10 , cos 0.9848 +Theo công thức (6.31) [1] số bánh nhỏ: z1 2.aw1.cos 130 0.9848 20.5498 m1.(u1 1) (5.23 1) Lấy z1 20 Số bánh lớn: z2 u1.z1 5.23 20 104.6 Lấy z2 104 + Tính lại tỉ số truyền thực: um1 z2 104 5.2 z1 20 +Tính lại : cos m1 ( z1 z ) (20 104) 0.9538 2.aw1 130 17.4754 1.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc - Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc mặt làm việc: H Z M Z H Z 2.T1 K H (um1 1) H ' bw1 um1 d w1 Trong đó: + Tra bảng 6.5 [1] với vật liệu thép - thép ta được: Z M 274 MPa 1/3 – hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp + Theo công thức (6.35) [1]: tan b cos t tan cos(20.8859 ) tan(17.4754 ) 0.2941 b 16.3907 ( b – góc nghiêng hình trụ sở) Đối với bánh nghiêng không dịch chuyển, theo bảng 6.11 [1]: tan tw t arctan cos Theo TCVN 1065 – 71 [1]: 20 tan(20 ) tw t arctan 20.1484 cos(7.2522 ) +Theo công thức (6.34) [1] ta có: ZH cos b cos(16.3907 ) 1.6971 sin 2 tw sin(2 20.8859 ) (ZH – hệ số kể đến ảnh hình dạng bề mặt tiếp xúc) +Theo cơng thức (6.37) [1] ta có: sin sin(17.4754 ) bw1 39 1.8639 m1 ( – hệ số trùng khớp dọc) Chiều rộng vành răng: bw1 ba aw1 0.3 130 39(mm) +Theo cơng thức (6.36c) [1] ta có: Z 1 0.7878 1.6113 1 Với tính theo cơng thức (6.38b) [1] ta có: 1 1.88 3.2 cos 1.88 3.2 cos(17.4754 ) 1.6113 20 104 z1 z2 + Theo bảng 6.11 [1] đường kính vịng lăn bánh nhỏ: d w1 2aw1 130 41.9355( mm) um1 5.2 + Theo công thức (6.40) [1], vận tốc vòng: v d w1 n1 41.9355 1440 3.1619( m / s ) 60000 60000 + Theo cơng thức (6.39) [1] ta có: K H K H K H K Hv + K H – hệ số tải trọng tính tiếp xúc + KH – hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành răng, tra bảng K 1.15 6.7[1]: H + K H – hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.13[1], với trụ nghiêng, v ≤ (m/s), ta chọn cấp xác Từ bảng 6.14[1], v (m/s), cấp xác K H 1.16 +Theo cơng thức (6.41) [1] ta có: K Hv 1 vH bw1 d w1 2T1 K H K H ( K Hv – hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp) +Theo bảng 6.15 [1] ta H 0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp; Theo bảng 6.16 [1] ta được, với m 3,55 , cấp xác g o 73 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước vH H g o v K Hv 1 aw1 130 0.002 73 3.1619 2.3082(m / s) um1 5.2 vH bw1d w1 2.3082 39 41.9355 1 1.0364 2T1.K H K H 38897.6806 1.15 1.16 K H 1.15 1.16 1.0317 1.3763 H 274 1.6971 0.7878 38897.6806 1.3825 (5.2 1) 500.9219( MPa) 39 5.2 41.93552 Xác định xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo công thức (6.1) [1] với v 3.1619( m / s ) m / s , hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng Z v ; Chọn độ nhám Ra 2,5 1, 25 m , Z R 0,95 – hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc; với d a 700mm , K xH 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng, theo cơng thức (6.1) (6.1a) [1]: Ho lim SH H ' Z R Z v K xH K HL H Z v Z R K xH 540.9091 0.95 1 1 513.8636( MPa) H H ' ⇒ Thoả mãn độ bền tiếp xúc 1.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn - Ứng suất uốn sinh chân tính theo cơng thức (6.43) [1]: F1 2.T1 K F Y Y YF bw1 d w1 m1 F Trong đó: + Y – hệ số kể đến trùng khớp Y , với – hệ số trùng khớp ngang tính theo (6.38b) [1] 1.6113 Y / 1.6113 0.6206 + Y – hệ số kể đến độ nghiêng Y – 17.4754 1 – 0.8752 140 140 + YF , YF – hệ số dạng bánh 2, phụ thuộc vào zv1 , zv z1 20 23.0460 cos cos 17.4754 z2 104 zv 119.8390 cos cos 17.4754 zv1 Tra bảng 6.18 [1] ta : YF 3,90 ; YF 3,6 + K F – hệ số tải trọng tính uốn K F K F K F K Fv + KF – hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính uốn, tra bảng 6.7 [1], ứng với sơ đồ K F 1.32 + K F – hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp tính uốn, tra bảng 6.14[1], với cấp xác 9, K F 1, v 5 m / s + K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp tính uốn, theo công thức (6.46) (6.47) [1]: K Fv υF F g o v Với: υF b w1 d w1 2.T1 K FβFα K Fα aw1 um1 Trong đó: v 3.1619 m / s g o : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước Tra bảng 6.16 [1], với m 3.35 , cấp xác g o 73 F : hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 [1], F 0,006 F 0.006 73 3.1619 K Fv 130 5.23 6.9245 m / s 6.9245 39 41.9355 1.0788 38897.6806 1.32 1.4 K F 1.32 1.4 1.0788 1.9936 F1 2T1.K F Yε YβFα YF1 b w1.d w1.m1 Tính xác 38897.6806 1.9936 0.6206 0.8752 3.9 39 41.9355 2 100.4369 MPa F , F : Theo cơng thức (6.2) [1] ta có: F ' Flim.YR YS K xF K FC K FL F YR YS K xF SF +Chọn YR – hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân (bánh phay) + YS 1,08 – 0,0695ln m 1,08 – 0,0695ln 1,0318 – hệ số xét đến độ nhậy vật liệu tập trung ứng suất + K xF ứng với d a 400mm F1 ' F YR YS K xF 293.1429 11.0318 1 302.4725( MPa) ' Y Y K 246.85711 1.0318 1 254.7137( MPa) => F F R S xF Dễ dàng thấy F ' F1 F ' F2 Thỏa mãn điều kiện uốn 1.5 Kiểm nghiệm tải Hệ số tải K qt Tmax 2 T Theo công thức (6.48) [1]: Hmax H K qt 500.9219 708.4105 H max 1260 MPa Theo công thức (6.49) [1]: F 1max F K qt 100.4369 2 200.8737 F max 464 MPa F max F K qt 92.7110 2 185.4219 F max 360 MPa ⇒Thỏa mãn điều kiện q tải 1.6 Các thơng số kích thước truyền Thông số Giá trị Khoảng cách trục aw1 = 130 mm Modul pháp m1 = mm Chiều rộng vành bw1 = 39 mm Tỷ số truyền um1 = 5.2 Góc nghiêng βFα=17.4754o Số bánh z1 =20 z2 =104 Hệ số dịch chỉnh x1 =0 x2 =0 Đường kính vịng chia d1 = 41.9355 mm d2 = 218.0645 mm Đường kính đỉnh da1 = 45.9355 mm da2 = 218.0645 mm Đường kính đáy df1 = 36.9355 mm df2 = 213.0645 mm Đường kính vịng lăn dw1 = 41.9355 mm dw2 = 218.0645mm