Chương 8: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng A... do độ rắn mặt răng HB 350 - NHE :số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công thức ứng với bộ truyền chịu tả
Trang 1Chương 8: Tính toán thiết kế bộ truyền
bánh răng trụ răng thẳng
A Cặp bánh răng i 2 : Với z 2 =42 ; z 2 ’ = 78 với
Công suất trên trục bánh răng dẫn : PI =2,09 KW
Công suất trên trục bánh răng bị dẫn : PII = 2 KW
Số vòng quay của bánh răng dẫn : n1 = 710vg/ph
Số vòng quay của bánh răng bị dẫn : n2 = 502
vg/ph
Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn : TI = 28112 Nmm
Moment xoắn trên trục bánh răng bị dẫn : TII = 37987 Nmm
Tỷ số truyền : i3 = 1,41
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 Hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên vật liệu bánh răng được chọn ở nhóm I (có độ rắn 350 HB)
+Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn: HB241…285,có giới hạn bền бb=850(Mpa) và
бch=580(Mpa)
Trang 2+ Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn: HB192…240 có giới hạn bền бb=750(Mpa),
бch=450(Mpa)
2.Phân phối tỉ số truyền : u1=1,41
3.Xác định ứng suất cho phép:
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[бH]= б 0
Hlim KHL .ZR.ZV.KL.KxH/SH Tra bảng 6.2 (P94-TKHTTĐCK tập 1) với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB180…350 ta có :
б 0
Hlim=2.HB+70
SH=1,1(hệ số an toàn phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện)
б0
Flim=1,8HB
SF=1,75 (hệ số an toàn trung bình)
Chọn độ rắn của bánh nhỏ: HB1=270
độ rắn của bánh lớn: HB2=250
б 0Hlim1=2.270+70=610 (MPa)
б0
б0HLim2=2.250+70=570(MPa)
б0
Trang 3Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở : NHO = 30.HB2,4.
Ta có: NHO1 = 30x(270)2,4=2,05.107
NHO2 = 30x(230)2,4=1,706 107
Ta có: KHL=m H
HE
HO N
N
- mH =6.( do độ rắn mặt răng HB 350 )
- NHE :số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công
thức ứng với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh và số vòng
quay n không đổi.
NHE = 60.c.n.t (công thức 5.88 sách CSTKM)
c:số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng (c=1)
n: số vòng quay ; nI =710(v/phút) ; nII =502(v/phút)
t :tổng thời gian làm việc tính bằng giờ
Bộ truyền làm việc 1 ca trong 1 ngày ,ca 8 giờ và sử
dụng 300 ngày trong 1 năm,tải trọng không đổi va đập nhẹ
,quay 1 chiều,thời gian phục vụ 10 năm
t =1.8.300.10=24000(h)
Ta có : NHE1=60.1
nI.24000=710.60.24000=1,0224.109
Trang 4NHE2=60.1
nII.24000=382,3.60.24000=0,55.109
Vậy :
NHE1> NHO1
NHE2> NHO2 KHL1,2=1
Ta có :
[бH]1=610
H
HL S
K =610
1 , 1
1 =555(MPa)
(khi đường kính d<1000mm ta lấy ZR.ZV.KL.KxH=0,9 – trang 230,sách CSTKM hoặc khi tính sơ bộ lấy
ZR.ZV.KL.KxH=1)
[бH]2=570
H
HL S
K = 570
1 , 1
1 =520(MPa)
Đối với bánh răng trụ:
+ răng thẳng ta có:[бH]=min([бH]1,[бH]2)=520(MPa)
*Ứng suất uốn cho phép:
[бF]= б 0
Flim.KFC.KFL.YR.YxF .YS/SF.
Lấy sơ bộ: YR.YxF .YS=1; KFC = 1: vì bộ truyền quay 1 chiều
KFL=m F
FE
FO N
N , với mF=6 ( do độ rắn mặt răng HB 350 )
NFO=5.106 (sách CSTKM ) đối với tất cả các loại thép
Ta có: NFE1=60.c.nI t =1,0224.109
NFE2=60.c.nII t =1,55.109
( NFE = NHE = N do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh )
Ta có : NFE1> NFO
Trang 5NFE2> NFO KFL=1.
Vậy : [бF1]= б 0
Flim1
75 , 1
1 486 75 ,
1 1 =305(MPa).
[бF2]= б 0
Flim2
75 , 1
1 450 75 ,
1 1 =283(MPa).
* Ứng suất quá tải cho phép:
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
Bánh răng tôi cải thiện : [бH]MAX=2,8 б
ch2=2,8.700=1960(MPa)
ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[бF1]MAX=0.8 бch1= 0,8.700 = 560(MPa)
[бF2]MAX=0.8 бch2= 0,8.700 = 560(MPa)
5.Tính bộ truyền bánh răng thẳng ở nhóm truyền 1:
a)Tính sơ bộ khoảng cách trục aw:
aw=Ka(i2+1)3
2 2
.
I H
H ba
T K i
TI = 28112 Nmm
-i2=1,41 :tỉ số truyền cấp chậm
- KH =1,02:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
- [бH]=min([бH]1,[бH]2)= [бH]2 =481.82(MPa)
-ba:hệ số chiều rộng bánh răng(lấy lớn hơn 20% 30% so với cấp nhanh)
Trang 6Ta có: bd=0,5.ba( i2+1) , tra bảng 6.6 (trang
97-TKHT tập 1) ta có :
ba=0,15 bd=0,365
Tra bảng 6.7 ta có : KH=1,02 (sơ đồ 3)
- Ka:bánh răng thẳng Ka=49,5
aw=49,5.(1,41+1) 3
2 1 , 41 0 , 15 520
02 , 1
28112 =95(mm)
b)Xác định các thông số ăn khớp:
Mođun của bánh răng: m=(0,01 0,02) aw=1 2
Chọn giá trị tiêu chuẩn m=2,
-Tính lại khoảng cách trục aw:
aw=
2
2 ).
60 42 ( 2
)
3
Vì aw=102.(khi tính lại khoảng cách trục) và Z2= 42 > 30 Do đó không cần dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục
c)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc : бH=ZMZHZε 22
2
b i d
[бH]
- ZH :hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
Trang 7ZH=
w
b
2 sin
cos
Do cấp chậm là cặp bánh răng trụ không dịch chỉnh nên tra bảng 6.12 ta có:
Vậy ZH= 1,76
- Zε:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Ta có: Zε=
3
) 4 ( Với
=[1.88-3,2((1 1,)
3
3 z
z )]cos00=1,75
Zε=
3
4 =0,86
- ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp.Tra bảng 6.5 (P.96 tập 1….) có: ZM=274(MPa)1/3
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw=2aw/(i2+1)=2.102/(1,43+1)=83,95(mm)
Vận tốc vòng:
V3= 3 , 12
60000
710 95 , 83 14 , 3 60000
dn
(m/s)<2(m/s)
Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác cấp 8
- KH :hệ số tải trọng, KH=KH KH.KHV (trang 106, tập 1)
Trang 8+ KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có bánh răng thẳng
KH=1,09
+KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 : KH=1,02
+ KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHV=1+ .
H w w
I H H
V b d
T K K với VH= H.g0 .V3
2
w
a
i
H:Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bảng 6.15 ta 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=56 (m3,55 ; Cấp chính xác 8 )
VH=0,006.56.3,12
43 , 1
102 =5,9 (m/s)
09 , 1 02 , 1 28112 2
95 , 83 15 9 ,
Trang 9 KH=1,11.1,09.1,02=1,234.
Suy ra: бH = 274.1,76.0,8635 2.38334,5.1,285.(1,857 1)84 37,8.1,857
=505 (MPa) < [бH]2 =520(Mpa)
vậy cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
d) Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:
Ta có: F3=2 3
.
T K Y Y Y
b d m
[F3]
và F4=F3.YF4 / YF3 [F4]
+ KF: hệ số tải trọng tính, KF= KF KF KFV
- KF : tra bảng 6.7 ta có : KF =1,05
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ thẳng ta có KF =1,27
- KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KFV=1+ .
b d
với VF= F.g0 .V
2
w
a
i
Trang 10 F tra bảng 6.15 ta có : F=0,011.(bánh răng thẳng, không vát đầu răng)
g0 tra bảng 6.16 ta có: g0=56
VF=0,011.56.3.12
43 1
102 =16,23(m/s)
KFV=1+
27 , 1 05 , 1 28112 2
95 , 83 15 23 ,
16 =1,273
Suy ra: KF= 1,273.1,27.1,05=1,698
+Y:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y=
1 =1/1,75=0,567
+ Y: hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y=1
+YF3 ,YF3,:hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, phụ thuộc số răng tương đương ZV3,ZV3,
Ta có: ZV3= 3
0
42
Z
=42 YF3 =3,7(tra bảng 6.18-tập 1…)
ZV3,=
0 cos
60 cos
4
Z =60 YF4=3,62 (tra bảng 6.18-tập 1…)
với hệ số dịch chỉnh x3 =x4=0 do bánh răng không dịch chỉnh
3
F
=133(MPa)< [F3]=305(MPa)
,
3
F
=F3.3,61
3,7 =130(MPa)< [F4]=283(MPa)
+Kết luận :các bánh răng 3 và 4 thoả điều kiện độ bền uốn
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Trang 11бHmax= бH K qt [бH]max ; động cơ có:Kqt=Tmax/T=2,2
бHmax =505.1,483=749<[бH]max =1960(MPa)
Đảm bảo tránh biên dạng dư và giòn bề mặt:
3
F
max=F3.Kqt=133.2,2=292(MPa) < [бF1]MAX=560(MPa)
,
3
F
max=F4.Kqt=130.2,2 =286(MPa) <
[бF2]MAX=560(MPa)
Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điềâu kiện quá tải khi chịu uốn
ªCác thông số và kích thước của bộ truyền
-Khoảng cách trục: aw=102(mm)
-Môđun: m=2
-Chiều rộng vành
răng:
bw=0,15x102=15(mm)
-Tỉ số truyền: u2=1,857
-Góc nghiêng của
răng:
=00
-Số răng bánh răng: Z2=42 ; Z2’=60
-Hệ số dịch chỉnh : x1= x2=0
-Đường kính vònh
chia:
d2=m.Z2 =84(mm)
d2’= m.Z2’=120(mm)
Trang 12-Đường kính đỉnh
răng :
da2= d2+2m =88(mm)
da2’= d2’+2m =124(mm)
- Đường kính đáy
răng:
df2= d2-2,5m=79(mm)
df2’= d2’-2,5m=115(mm)