Chương 6 :Xác đònh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Theo CT (4.19) lực căng ban đầu bằng : 1 d 0 v 780P K F F vC Z trong đó: * F v = q m .v 2 (đònh kì điều chỉnh lực căng) với q m = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22) => F v =0,105.13,2 2 =18,5 (lực căng do lực ly tâm gây ra) do đó: 0 F 89,1 (N) Vậy lực tác dụng lên trục: 2/sin.2 1 ZFF or =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 : u h =6 cho 2 cấp , theo bảng3.1[1] ta có : u 1 =2,73 và u 2 =2,2. 3)Xác đònh ứng suất cho phép : Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ]= 0 Hlim K HL Z R Z V K L K xH /S H . Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB180÷350 ta có : 0 Hlim =2HB+70 S H =1,1(hệ số an toàn phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện) 0 Flim =1,8HB. S F =1,75 (hệ số an toàn trung bình). Chọn độ rắn của bánh nhỏ: HB 1 =245. độ rắn của bánh lớn: HB 2 =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 : N HO =30 4.2 HB H . Ta có: N HO1 =30.(245) 2,4 =1,6.10 7 . N HO2 =30.(230) 2,4 =1,39. 10 7 . Do bộ truyền chòu tải trọng tónh : N HE = N FE = N = 60cn t 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 - n 2 =720,7 vòng/phút - n 3 =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 : N HE2 =N FE2 =60.1. 720,7.24000=1,04.10 9 N HE3 = N FE3 =60.1. 264.24000=3,8.10 8 Vậy : N HE1 > N HO1 K HL1 =1. N HE2 > N HO2 K HL2 =1. Sơ bộ ta xác đònh được ứng suất tiếp xúc cho phép (sơ bộ lấy Z R Z V K L K xH =1): [ H ]= 0 Hlim .K HL /S H [ 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 ]= 0 Flim K Fc K FL Y R Y x Y /S F. Lấy sơ bộ: Y R Y x Y =1; K Fc =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 =2,8 ch [ F ] max =0,8 ch [ H ] 1max =2,8 1ch =2,8.580=1624 Mpa [ H ] 2max =2,8 2ch =2,8.450=1260 Mpa [ F ] 1max =0,8 1ch =0,8.580=464 Mpa [ F ] 2max =0,8 2ch =0,8.450=360 Mpa 4)Tính bộ truyền cấp nhanh bánh răng thẳng: a)Tính sơ bộ khoảng cách trục a w : a w1 =K a (u 1 +1) 3 1 2 1 ][ baH H u KT . T 1 : moment xoắn trên trục II ,(N.mm). T 1 =12787,2(N.mm) -u 1 =2,73 :tỉ số truyền K H :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 =0,53 ba ( u 2 +1)=0,53.0,315(2,73+1)=0,62 , tra bảng 6.7 [1] ta có : K H =1,07 (sơ đồ 5). K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng .Với thép ta có: K a =49,5 (răng thẳng) a w1 =49,5.(2,73+1) 3 2 73,2.)8,481.(315,0 07,1.2,12787 =75,56 (mm). Theo tiêu chuẩn ta chọn : a w1 =80 mm b)Xác đònh các thông số ăn khớp : Mun của bánh răng được xác đònh : m=(0,01÷0,02). a w1 =1,25 =m n . Z 1 = )1( .2 1 1 um a w = )173,2(2 80.2 =34,3 Z 1 =34(răng). Số răng bánh lớn: Z 2 = u 2 , Z 1 =2,73.21=93,82 Z 2 =94 (răng). Tỉ số truyền thực : u m = 34 94 =2,735 +Tính lại a w1 : a w1 = 2 )9434(25,1 2 )( 21 ZZm =80(mm). Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Ứng suất tiếp xúc : H =Z M Z H Z 2 111 11 )1(2 wmw mH dub uKT [ H ]. Z H :hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc. Z H = w b 2sin cos2 . + b :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg b =cos t .tg + t , tw :góc ăn khớp trong mặt mút. Với bánh răng thẳng ta có t = tw = )cos( tgarctg . +Với =20 0 :góc profin gốc , t :góc profin răng , 0 0 . t = tw =20 0 b =0 Z H = )20.2sin( 0cos2 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 )]cos0 0 =1,678 Z = 3 678,14 =0,878 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1 =2a w1 /(u m +1)=2.80/(2.735+1)=42,2(mm). Vận tốc vòng: V= 60000 7,720.9,42. 60000 21 nd w 1,62(m/s). b w = ba .a w =25,2 (mm) Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác : cấp 9. K H : hệ số tải trọng, K H =K H K H K HV + K H : 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 K H =1,13(v 2,5;CCX 9). +K H : 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 : K H =1,03 + K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. K HV =1+ HH wwH KKT db 1 1 2 với H = H g 0 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 g 0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16 ta có : g 0 =73 (m 3,55 ; CCX 9). H =0,006.73.1,62 73,2 80 =3,84 (m/s). K HV =1+ 05,1.03,1.2,12787.2 9,42.2,25.84,3 =1,06 K H =1,03.1,06.1,13=1,23 Suy ra: H = 2 9,42.73,2.2,25 )173,2(23,1.2,12787.2 866,0.764,1.274 =402,9 (MPa)<[ H ]. đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn : Đảm bảo độ bền uốn cho răng: 1F = mdb YYYKT ww FF 2 12 2 [ 1F ]. và 2F = 1F .Y F1 /Y F2 [ 2F ]. + K F : hệ số tải trọng tính, K F = K F . K F . K FV . - K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 : K F =1,28 - K F : 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 K F =1,37 - K FV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. K FV =1+ FF wwF KKT db 2 2 2 F = F g 0 V 2 u a w . F tra bảng 6.15 ta có : F =0,016 g 0 tra bảng 6.16 ta có: g 0 =73 F =0,016.73.1,62 73,2 80 =10,24 (m/s). K FV =1+ 37,1.28,1.2,12787.2 9,42.2,25.24,10 =1,25 K F =1,28.1,37.1,25=2,19 +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 +Y F1 ,Y F2 :hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 , phụ thuộc số răng tương đương Z V1 , Z V2 . Ta có: Z V1 =Z 1 =34 Z V2 =Z 2 =94 Tra bảng 6.18 ta có: Y F1 =3,8 Y F2 =3.61 Với m=2, ta có : Y S =1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(1,25)=1,062 Y R =1 (bánh răng phay) K XF =1 (d a <400mm) , do đó theo công thức 6.2 và 6.2a : MpaKYY XFSRFF 7,1811.03,1.1.4,176 1 1 MpaKYY XFSRFF 57,1701.03,1.1.6,165 2 2 1F = 25,1.9,42.2,25 8,3.57,0.19,2.2,12787.2 =179,5 MPa< [ F ] 1 =181.7(MPa). 2F =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 . qt K [ H ] max K qt =T max /T=5,5.9,81/12,8 =4,2 Hmax =430,69. 2,4 =882,7<[ H ] max =1624(MPa). 1F max = 1F .K qt =179,5.4,2=224.5< 1 F max =464 (MPa). 2F max = 2F *K qt =87.6*2.28=199.73< 2 F max =360(MPa). Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điêu kiện quá tải. . 89,1 (N) Vậy lực tác dụng lên trục: 2/sin.2 1 ZFF or = 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. Z V2 =Z 2 =94 Tra bảng 6. 18 ta có: Y F1 =3,8 Y F2 =3 .61 Với m=2, ta có : Y S =1,08-0, 069 5.ln(m)=1,08-0, 069 5.ln(1,25)=1, 062 Y R =1 (bánh răng phay) K XF =1 (d a <400mm) , do đó theo công thức 6. 2 và 6. 2a : MpaKYY XFSRFF 7,1811.03,1.1.4,1 76 1 1 MpaKYY XFSRFF 57,1701.03,1.1 .6, 165 2 2 1F = 25,1.9,42.2,25 8,3.57,0.19,2.2,12787.2 =179,5. ăn khớp,tra bảng 6. 15 có H =0,0 06 g 0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6. 16 ta có : g 0 =73 (m 3,55 ; CCX 9). H =0,0 06. 73.1 ,62 73,2 80 =3,84