TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN BÁNH ROĂNG TRỤ

TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN BÁNH ROĂNG TRỤ TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN BÁNH ROĂNG TRỤ TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN BÁNH ROĂNG TRỤ TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN BÁNH ROĂNG TRỤ TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN BÁNH ROĂNG TRỤ

1 TRÌNH TỰ TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ (THẲNG, NGHIÊNG) Thông số đầu vào: công suất P1 , kW (hoặc mômen xoắn T1 , Nmm; số vòng quay n1 , vg/ph; tỷ số truyền u Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, tra tính vật liệu như: giới hạn bền, giới hạn chảy, độ rắn vật liệu (suy giới hạn mỏi) Số chu kỳ làm việc sở N HO = 30 HB 2,4 , chu kỳ Và: N FO1 = N FO = 5.106 chu kỳ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ làm việc tương đương: - Nếu bánh làm việc với chế độ tải trọng số vòng quay n không đổi: N HE = 60cnLh - Khi truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc: N HE  T  = 60c ∑  i  niti  Tmax  - Khi truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi liên tục: N HE = K HE N Σ N Σ = 60cnLh với Lh - thời gian làm việc tính giờ, xác định theo công thức: Lh = La 365 K nam 24 K n với: La - tuổi thọ tính theo năm K nam - hệ số làm việc năm K n - hệ số làm việc ngày K HE - hệ số chế độ tải trọng cho bảng 6.14 [1] Sau tính: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM K HL = mH N HO N HE Nếu N HE > N HO lấy N HE = N HO để tính tốn Giá trị K HL khơng lớn 2,4 để đảm bảo điều kiện biến dạng dẻo bề mặt làm việc Theo bảng 6.13 [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc σ OH lim Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ xác định theo cơng thức: [σ H ] = σ OH lim 0,9 sH với sH tra bảng 6.13 [1] K HL Với bánh trụ thẳng ta chọn: [σ H ] = Min{[σ H ] ,[σ H ]} Với bánh trụ nghiêng ta chọn: [σH] = 0, 5([σ2H1 ] + [σ2H ]) lấy gần [σ H ] ≈ 0,45 ([σ H ] + [σ H ]) Tuy nhiên, giá trị [σ H ] phải thỏa điều kiện: [σ H ]min ≤ [σ H ] ≤ 1, 25[σ H ]min [σ H ]min giá trị nhỏ hai giá trị [σ H ] [σ H ] Nếu điều kiện khơng thỏa ta lấy theo cận cận Xác định ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ làm việc tương đương: - Nếu bánh làm việc với chế độ tải trọng số vịng quay n khơng đổi: N FE = 60cnLh - Khi truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc: N FE  T  = 60c ∑  i  ni ti ,  Tmax  mF = (Khi độ rắn H ≤ 350 HB bánh mài mặt lượn chân mF = , ≥ K FL ≥ ) N FE  T  = 60c ∑  i  ni ti ,  Tmax  mF = PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM (Khi độ rắn H > 350 HB bánh không mài mặt lượn chân mF = , 1, ≥ K FL ≥ ) - Khi truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi liên tục: N FE = K FE N Σ N Σ = 60cnLh với Lh - thời gian làm việc tính giờ, xác định theo cơng thức: Lh = La 365 K nam 24 K n với: La - tuổi thọ tính theo năm K nam - hệ số làm việc năm K n - hệ số làm việc ngày K FE - hệ số chế độ tải trọng cho bảng 6.14 [1] Sau tính: K FL = mF N FO N FE Nếu N FE > N FO lấy N FE = N FO để tính tốn Theo bảng 6.13 [1], ta chọn giới hạn mỏi uốn σ OF lim Ứng suất uốn cho phép tính theo cơng thức sau: [σ F ] = σ OF lim sF K FL với sF tra bảng 6.13 [1] Nếu truyền bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), ta tính tốn thiết kế theo độ bền tiếp xúc Nếu truyền hở bôi trơn không tốt, để tránh tượng gãy răng, ta tính tốn theo độ bền uốn Nếu tính tốn thiết kế theo độ bền tiếp xúc ta tính theo trình tự: Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] theo bánh bị dẫn, bánh có độ bền thấp Theo bảng 6.15 [1] tùy thuộc vào vị trí bánh độ rắn bề mặt ta chọn ψ ba ψ (u + 1) Sau tính ψ bd = ba chọn sơ hệ số tải trọng tính K H = K H β theo bảng 6.4 [1] Tính tốn khoảng cách trục aw truyền bánh trụ thẳng (mm): PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM aw = 50(u ± 1) T1 K H β ψ ba [σ H ] u Đối với truyền bánh trụ nghiêng (mm): aw = 43(u ± 1) T1 K H β ψ ba [σ H ] u Đối với hộp giảm tốc tiêu chuNn ta chọn khoảng cách trục theo dãy tiêu chuNn sau: Dãy Dãy 40 140 50 180 63 225 80 280 100 355 125 450 160 200 250 315 400 Tùy thuộc vào độ rắn bề mặt ta chọn môđun m (đối với bánh nghiêng mn) theo khoảng cách trục aw : m = (0, 01 ÷ 0, 02)aw (Ứng với H1 , H ≤ 350 HB ) m = (0, 0125 ÷ 0, 025)aw (Ứng với H1 > 45 HRC ; H ≤ 350 HB ) m = (0, 016 ÷ 0, 0315)aw (Ứng với H1 , H > 45 HRC ) Sau chọn theo dãy tiêu chuNn (dãy dãy ưu tiên): Dãy Dãy 1,25 1,5 2,5 1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 10 12 11 16 14 20 18 Môđun nhỏ số lớn, tăng khả chống dính, tăng hệ số trùng khớp ngang, giảm tiếng ồn khối lượng lao động cắt răng, giảm hao phí vật liệu (giảm đường kính đỉnh), nhiên độ bền uốn giảm xuống Xác định tổng số theo công thức: z1 + z2 = z1 (1 + u ) = 2aw sau xác định số z z m Đối với bánh nghiêng ta cịn phải chọn góc nghiêng β theo điều kiện: 20 ≥ β ≥ 8o o cos 8o ≥ Suy ra: mn z1 (u + 1) ≥ cos 20o aw 2aw cos8o 2aw cos 20o ≥ z1 ≥ mn (u + 1) mn (u + 1) Đối với bánh chữ V 40o ≥ β ≥ 30o 2aw cos 30o 2a cos 40o ≥ z1 ≥ w mn (u + 1) mn (u + 1) PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM 25 22 Sau tính tốn số z2 10 Tính tốn lại tỉ số truyền u Khi cần thiết phải kiểm tra sai số ∆u ≤ ÷ 3% 11 Xác định thơng số hình học truyền Các giá trị đường kính tính xác đến 0,01mm Thơng số hình học Bánh dẫn Đường kính vịng chia Bánh bị dẫn Bánh dẫn Đường kính vịng đỉnh Bánh bị dẫn Bánh dẫn Đường kính vịng đáy Bánh bị dẫn Bánh dẫn Chiều rộng vành Bánh bị dẫn Công thức d1 = mz1 / cos β d = mz2 / cos β da1 = d1 + 2m da = d2 + 2m d f = d1 − 2,5m d f = d2 − 2,5m b1 = b2 + b2 = ψ ba a (Đối với bánh thẳng góc nghiêng β = ) 12 Tính vận tốc vịng bánh (m/s): v = π d1n1 60000 chọn cấp xác truyền theo bảng 6.3 [1] 13 Xác định giá trị lực tác dụng lên truyền (N): - Lực vòng : Ft = Ft1 = 2T1 d1 - Lực hướng tâm: Fr = Fr1 = Ft1tgα nw Đối với truyền bánh nghiêng ta tính theo cơng thức sau: - Lực vịng : Ft = Ft1 = 2T1 2T1 cos β 2T2 cos β = = d w1 mn z1 mn z2 - Lực hướng tâm: Fr = Fr1 = Ft1tgα nw cos β - Lực dọc trục: Fa1 = Ft1tg β = Fa 14 Theo bảng 6.5 [1] ta chọn hệ số tải trọng động K HV K FV (đối với bánh nghiêng tra bảng 6.6 [1]) Theo bảng 6.11 [1] ta chọn hệ số phân bố tải trọng không K Hα K Fα tính theo cơng thức: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM K Fα = + (ε α − 1)(ncx − 5) 4ε α đó: ncx - cấp xác truyền Khi ncx ≤ , ta có K Fα = 1/ ε α ; ncx ≥ K Fα = Suy ra: K H = K H β K HV K Hα Ta có : Z M = 275MPa1/ vật liệu thép ZH = sin 2α w Đối với bánh nghiêng thì: ZH = Zε = cos β sin 2α tw εα 15 Xác định ứng suất tính tốn σ H vùng ăn khớp theo công thức: σH = Z M Z H Zε d w1 2T1 K H (u + 1) ≤ [σ H ] bwu với [σ H ] xác định theo công thức đầy đủ sau: [σ H ] = σ OH lim K HL Z R ZV K l K xH sH đó: Z R - hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt: Khi Ra = 1, 25 ÷ 0, 63 µ m Z R = ; Ra = 2,5 ữ 1, 25 m Z R = 0, 95 ; Ra = 10 ữ 2,5 m thỡ Z R = 0, ZV - hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vịng: Khi HB ≤ 350 ZV = 0,85v 0,1 ; HB ≥ 350 ZV = 0,925v 0,05 K l - hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường chọn K l = K xH - hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng: K xH = 1, 05 − d 104 Cho phép tải đến 5% Nếu điều kiện bền tiếp xúc không thỏa ta tăng chiều rộng vành b2 Nếu điều không thỏa ta thay đổi khoảng cách trục aw chọn lại vật liệu có độ bền cao tính tốn lại PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM 13, 27, x − + 0, 092 x xác zv zv 16 Tính hệ số YF YF theo công thức YF = 3, 47 + định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số [σ F ] / YF Tính tốn tiến hành theo có độ bền thấp (trong bánh nghiêng số tương đương zv tính theo cơng thức zv = d ) mn cos β 17 Tính tốn giá trị ứng suất uốn chân theo công thức: σF = YF Ft K F ≤ [σ F ] bw m Đối với bánh nghiêng kiểm nghiệm theo công thức sau: σF = YF Ft K F Yε Yβ bw mn ≤ [σ F ] đó: K F = K Fα K F β K Fv - hệ số tải trọng tính; mm - mơđun chia trung bình Yε = 1/ ε α - hệ số xét đến ảnh hưởng trùng khớp ngang Yβ = − ε β β /120 - hệ số xét đến ảnh hưởng góc nghiêng đến độ bền uốn Nếu giá trị tính tốn nhỏ nhiều so với [σ F ] bình thường, thiết kế theo độ bền tiếp xúc theo độ bền uốn dư bền nhiều Nếu điều kiện bền uốn không thỏa ta tăng mơđun m tương ứng giảm số z1 , z2 (không đổi khoảng cách trục aw ) tiến hành tính tốn kiểm nghiệm lại Nếu khoảng cách trục aw khơng thay đổi khơng ảnh hưởng đến độ bền tiếp xúc Nếu tính tốn thiết kế theo độ bền uốn ta tính theo trình tự: Chọn số bánh dẫn z1 ≥ 17 xác định số z2 Xác định lại xác tỷ số truyền u Khi cần thiết phải kiểm tra sai số ∆u ≤ ÷ 3% Tính hệ số YF YF theo công thức YF = 3, 47 + 13, 27, x − + 0, 092 x xác zv zv định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số [σ F ] / YF Tính tốn tiến hành theo có độ bền thấp (trong bánh nghiêng số tương đương zv tính theo cơng thức zv = d ) mn cos β PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM 8 Chọn hệ số chiều rộng cành ψ bd theo bảng 6.16 [1] hệ số xét đến ảnh hưởng phân bố tải trọng không theo chiều rộng vành K F β theo bảng 6.4 [1] Xác định môđun theo độ bền uốn công thức: m= 2T1 K F YF = z1ψ bm [σ F ] 2T1 K F YF z12ψ bd [σ F ] đó: ψ bm = b / m = z1ψ bd gọi hệ số chiều rộng vành Chọn m theo tiêu chuNn 10 Xác định thơng số hình học truyền Các giá trị đường kính tính xác đến 0,01mm 11 Tính vận tốc vịng bánh (m/s): v = π d1n1 60000 chọn cấp xác truyền theo bảng 6.3 [1] 12 Xác định giá trị lực tác dụng lên truyền (N) 13 Theo bảng 6.5 [1] ta chọn hệ số tải trọng động K HV K FV (đối với bánh nghiêng tra bảng 6.6 [1]) 14 Tính tốn giá trị ứng suất uốn chân theo công thức σF = YF Ft K F ≤ [σ F ] bw m Đối với bánh nghiêng kiểm nghiệm theo cơng thức sau: σF = YF Ft K F Yε Yβ bw mn ≤ [σ F ] với [σ F ] xác định theo công thức đầy đủ sau: [σ F ] = σ OF lim K FLYRYxYδ K FC sF đó: K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng quay hai chiều đến độ bền mỏi; K FC = quay chiều, K FC = 0, ÷ 0,8 quay hai chiều YR - hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám: YR = phay mài răng; YR = 1, 05 ÷ 1, đánh bóng Yx - hệ số kích thước: tơi bề mặt thấm nitơ Yx = 1, 05 ÷ 0, 005 m ; gang xám Yx = 1, 075 ÷ 0, 01 m PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM - hệ số độ nhạy vật liệu bánh đến tập trung tải trọng: Yδ = 1, 082 ÷ ,172 lg m Yδ Cho phép tải đến 5% Không cần kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc Nếu điều kiện bền uốn khơng thỏa ta tăng môđun m, thay đổi vật liệu phương pháp nhiệt luyện tính tốn lại PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM ... kính tính xác đến 0,01mm Thơng số hình học Bánh dẫn Đường kính vịng chia Bánh bị dẫn Bánh dẫn Đường kính vịng đỉnh Bánh bị dẫn Bánh dẫn Đường kính vịng đáy Bánh bị dẫn Bánh dẫn Chiều rộng vành Bánh. .. thuộc vào vị trí bánh độ rắn bề mặt ta chọn ψ ba ψ (u + 1) Sau tính ψ bd = ba chọn sơ hệ số tải trọng tính K H = K H β theo bảng 6.4 [1] Tính tốn khoảng cách trục aw truyền bánh trụ thẳng (mm):... cách trục aw ) tiến hành tính tốn kiểm nghiệm lại Nếu khoảng cách trục aw khơng thay đổi khơng ảnh hưởng đến độ bền tiếp xúc Nếu tính tốn thiết kế theo độ bền uốn ta tính theo trình tự: Chọn số bánh