đồ án môn học thiết kế chi tiết máy, chương 3 potx

-Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:... Kiểm nghiệm ứng suất uấn sinh ra khi quá tải là: uqt = Kqt*u.

Chương 3:

Các thông số hình học chủ yếu của

bộ truyền

Mô đun pháp tuyến:

mn = 1.8 (mm)

Số răng:

Z1 =21 ; Z2 = 115 Góc ăn khớp n = 200

Đ-ờng kính vòng chia:

d1 = ms*Z1 = mn*Z1 /soc = 1.8*21/0.985=43 (mm)

d2 = ms*Z2 = mn*Z2/ soc =234 (mm)

Khoảng cách trục: A = 127 (mm)

Chiều rộng bánh răng: b = 55 (mm)

Đ-ờng kính vòng đỉnh:

De1 = d1+ 2mn = 43+2*1.8 = 47 (mm)

De2 = d2 +2mn = 234 +2*1.8= 238(mm)

13) Tính lực tác dụng lên trục:

Lực vòng:

) ( 39 1235 43

* 960

67 2

* 10

* 55 9

* 2

*

* 10

* 55 9

* 2

1 1

6

N d

n d

M

Lực h-ớng tâm:

Pr = Pn tg200/soc= 400 (N)

Pa=P*tg100=196 (N)

B Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

Bánh nhỏ là thép th-ờng hoá có:

b=580 (N/mm), ch=290(N/mm),HB=190

(phôi rèn, giả thiết đ-ờng kính phôi = 100-300 mm)

Bánh lớn là thép 35 th-ờng hoácó:

b=450(N/mm), ch=240(N/mm),HB=160

-Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:

Số chu kỳ làm việc của bánh răng đ-ợc tính theo công thức sau:

Ntd = ni Ti

M

Mi

max 60

2











Trong đó:

u: Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đ-ợc 1

vòng

Mi, ni ,Ti : Mô men xuắn, Số vòng quay trong một phút, Tổng thời gian làm việc ở chế độ i

Mmax : Mô men lớn nhất tác dung lên bánh răng (không tính mô men quá tải trong thời gian ngắn)

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :

N2=5*290*8*60*41.25 =28.71*106 >No

- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

vậy đ-ơng nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở N0=107

N1 = i N2 = 4.23*28.71*106=121.4*106

Do N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đ-ờng cong mỏi tiếp xúc nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy KN’’ = 1

ứng suất tiếp xúc của bánh răng tính theo công thức sau:

[]tx =[]Notx*K’’

N (CT 4/38) []Notx : ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài [N/mm2]

- ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:

[]tx1 = 2.6*190= 494(N/mm2)

- ứng suất tiếp xúc của bánh lớn:

[]tx2 = 2.6*160 = 416 (N/mm2) Để tính sức bền ta dùng thông số []tx2 = 416(N/mm2)

- ứng suất uốn cho phép:

Để xác định ứng suất uấn cho phép lấy hệ số an toàn n =

1.5 và hệ số tập chung ứng suất ở chân răng K= 1.8 (Vì là phôi rèn và thép th-ờng hoá )

Giới hạn mỏi của thép 45 là: -1 = 0.43*580= 249.4 (N/mm2) Giới hạn mỏi của thép 35 là: -1 = 0.43*480=206.4(N/mm2) Ưng suất uấn của bánh răng tính theo công thức sau:











K n

K K

n

u

*

*

* ) 6 1 4 1 (

*

* ]

[

"

1

''





( Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động)

Đối với bánh nhỏ:

138 5 ( / 2)

8 1

* 5 1

4 249

* 5

1 1 ] [ σ u   N mm

đối với bánh lớn:

114 6 ( / 2)

8 1

* 5 1

4 206

* 5

1 2 ] [ σ u   N mm

k = 1.3

A = 0 4

3

3

*

* 2 ]

[

*

6 10

* 05 1 ) 1 (

n

N k tx

i i

A

Α ψ

σ 















A ( 4 23  1 )3(1416.054.23106)201.4.3412.43.25  214 (mm)

Chọn khoảng cách trục : A= 214 (mm)

V =

) 1 (

* 1000

* 60

.

2 2



t

i

n A

π

) 1 23 4 (

* 1000

* 60

54 174

* 214

* 14 3

* 2

s m





Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : 9

Ta có :

K= Ktt*Kđ

Do tải trọng thay đổi có thể tính Ktt gần đúng theo công thức sau : Ktt = (Kttb +1)/2

Chiều rộng bánh răng :

b = A*A= 0.4*214= 86 (mm)

Đ-ờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

d1=2A/(i+1)=2*214/(4.23+1)=82(mm)

Do đó

d= b/d1= 86/82 =1.05

Tra bảng ta đ-ợc: Với d = 1.05 thì Kttb = 1.29

Hệ số tập trung tải trọng thực tế:

Ktt= (1.29+1)/2 = 1.15

Hệ số tải trọng động:

Kd = 1.1

Hệ số tải trọng :

K = Kd.Ktt = 1.1*1.15=1.265

Hệ số tải trọng chênh lệch không nhiều so với dự đoán , do đó không phải tính lại khoảng cách trục A :

Lấy chính xác A = 214 (mm)

Mô đun pháp:

mn = (0.010.02)A = (2.144.28) (mm)

Lấy m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng =100 suy ra cos = 0.985

Số răng bánh nhỏ :

Z1 =2A/ m(i+1) = 2*214/(4.23+1) = 26.81

Lấy số răng bánh nhỏ bằng 27 răng

Số răng bánh lớn :

Z2 = i.Z1 = 4.23*27 = 114 (răng)

Chiều rộng bánh răng b = 86(mm)

Hệ số dạng răng:

+Bánh nhỏ: y1 = 0.429

+Bánh lớn : y2 = 0.517

Kiểm tra ứng suất uốn (CT 3-35) đối với bánh răng nhỏ :

54 174

* 27

* 2 3

* 429 0

67 2

* 265 1

* 6 10

* 1 19 2

1 2

1

6 10

*

1

.

19 2

u b

n Z m

y

N

Đối với bánh lớn:

u2 =u1*y1/y2= 34.21 <114.6 =[ u2]

10) Kiểm nghiệm sức bền của răng trong tr-ờng khi chịu quá tải đội ngột trong thời gian ngắn.

ứng suất tiếp xúc cho phép cho theo công thức (CT 3-43).

+Bánh nhỏ:

[ ]txqt1 = 2.5*[]NOTX =2.5*494 = 1235 (N/mm2)

+Bánh lớn:

[ ]txqt2 = 2.5*416 = 1040 (N/mm2)

ứng suất uấn cho phép khi quá tải (CT3-46)

+Bánh nhỏ:

[ ]uqt1 = 0.8*[]ch1 = 0.8*290 = 232 (N/mm2)

+Bánh nhỏ:

[ ]uqt2 = 0.8*240 = 192 (N/mm2)

Kiểm nghiệm -ng suất tiếp theo công thức:

]

[ txqt qt

k x txqt

σ  σtx  σ

) / ( 279

* 54 174

* 86

67 2

* 265 1

* 3 ) 1 23 4 ( 23 4

* 214

6 10

* 05 1 ]

[

2

*

*

*

* 3 ) 1 (

*

6 10

* 05 1 ]

[

2

mm N txqt

n b

qt K N K i

i A txqt









 σ

σ

Ưng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải của bánh 1 và bánh 2 nên đảm bảo điều kiện bền về tiếp xúc

Kiểm nghiệm ứng suất uấn sinh ra khi quá tải là:

uqt = Kqt*u <[]uqt

Bánh nhỏ:

uqt1 = Kqt*u1 = 1.8*41.23 = 74.21 < 232 = []uqt1

Bánh lớn:

uqt2 = Kqt*u1 =1.8*34.21 = 61.578 < 192= []uqt2

11) Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Mô đun pháp tuyến:

m = 3 (mm)

Số răng:

Z1 =27 ; Z2 = 114 Góc ăn khớp n = 200

Đ-ờng kính vòng chia:

d1 = 3*27 = 81(mm)

d2 = 3*114 = 342 (mm)

Khoảng cách trục: A = 214(mm)

Chiều rộng bánh răng: b = 86(mm)

Đ-ờng kính vòng đỉnh:

De1 = d1+ 2m = 81 + 2*3 = 77 (mm)

De2 = d2 +2m = 342 +2*3= 348(mm)

Đ-ờng kính vòng chân răng:

Di1= d1- 2.5 x m = 81- 2.5*3=73.5(mm)

Di2= d2- 2.5 x m = 334.5(mm)