Nguyên lý chi tiết máy 2

[σF].

σb1=850MPa, σch1=580MPa.

- Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192 240, σb2=750MPa, σch2=450MPa.

Thoả mãn điều kiện H 1 ≥ H2+(1015).

Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH]và ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH]= (σHlim /sH).ZR.ZV.kxH.KHL [σF]= (σFlim/sF).YR.YS .KXF.KFL

-Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ.

Có thể bạn quan tâm!

Xem toàn bộ 207 trang tài liệu này.

ZR.ZV.kxH=1 YR.YS .KXF =1

Vậy các công thức trên trở thành.

[σH]= (σHlim /sH). KHL [σF]=( σFlim/sF). KFL

+ σHlim, σFlim là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ

sở.Tra bảng 6.2/92TKCTM ta có được

σHlim =2.HB+70, sH=1,1

σFlim=1,8.HB, sF=1,75

Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2=230 Thay lại các công thức ta được.

σFlim1=2HB1+70=2.245+70=560 (MPa) σFlim2=2HB2+70=2.230+70=530 (MPa) σFlim1=1,8HB1=1,8.245=441 (MPa) σFlim2=1,8HB2=1,8.230=414 (MPa)

+ KHL, KFL hệ số tuổi thọ.

*Ta có số chu kỳ cơ sở NH0=30HB2,4

→ NH01 =30HB12,4=30.2452,4=1,6.107

→ NH02 =30HB22,4=30.2302,4=1,39.107

Số chu kỳ ứng suất tương đương NHE,NFE.

2 Ti 3

NHE =60.Ci.Tmax ni.ti

1 

2 2 Ti 3 ti

=60.Ci.ni ti.Tmax . 2

1 1 

t

ta có c1=c2=1; n1=1445(v/ph); n2=656,82(v/ph)

Mà ta có:

N  60.1.656,82.10000.13. 50,83 3 32, 2.107  N =1,39.107

HE2

→KHL2=1.

8 8

H02

Mà NHE1 NHE2.u1  2, 2.32, 2.107  70,84.107.

NHE1 NH 01 1,6.107

KHL1=1.

- Thay toàn bộ lại công thức (I.3).ta có

560 509,1MPa.

H1

1,1

530 481,82MPa.

H 2 

1,1

Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng

→ [σH]=min[[σH1], [σH2]]=481,82(MPa).

*Tương tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất uốn của

thép C45 là NF0=4.106.

NFE chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

2 Ti

mF

(II.5)

NFE  60.Ci.Tmax 

.ni.ti

1 

Tra bảng vật liệu 6.4/93.ta được m F=6 vậy (I.5)có dạng



2 2 T t 

1 1

ti

N  60.C .n .t .

i.i

EF i i i 





Tmax 



1 

Ta có: C1=C2=1,n1=1445(v/ph))≥n2→NFE1≥NFE2

Mà ta có:

NEF 2  60.1.656,82.1000.16.5 0,86.3 285.106()MPa

8 8

NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL2=1.

NEF1≥ NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL1=1.

- Thay lại công thức (II.4).Ta có

441 .1  252()M. Pa

F1

1,75

414 .1  236,57()MPa

F 2 

1,75

Ứng suất quá tải cho phép.







H max  2,8.ch

 2,8.450 1260()M. Pa







F1max  0,8.ch

 0,8.580  464()M. Pa







F 2 max  0,8.ch

 0,8.450  360()M. Pa

Xác định các thông số của bộ truyền.

Tính khoảng cách trục aw.

3 

T1.KH

H 

2 .u.

-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục aw được xác định như sau.

aw =ka

.(u1).

(I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.

+ ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng .vì là

bánh răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94).

+ T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T 1=32781[MPa]

+ [σH]=481,82[MPa]

+ u=2,2.

+ Tra bảng 6.6/95 ta được ba  0,3.

bd  0,5.ba u 1 0,5.0,3.(2, 2 1)0, 48

+ Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứ ng với sơ đồ 6 →k HB=1,015.

Thay toàn bộ lại công thức (I.6) được

aw  49,5.(2, 2 1).3 32781.1,015 95, 21()mm

481,82 .2, 2.0,3

Quy tròn ta lấy aw=100(mm). Xác định các thông số ăn khớp. Xác định mô đun (m).

bw= aw.ba

=100.0,3=30(mm).

Ta có m=(0,014÷0,02). aw =(0,014÷0,02).100=14÷2(mm).Tra theo dãy

tiêu chuẩn (6.8/tr97) ta chọn m=1,5 (mm).

Xác định số răng .

- Bánh răng thẳng =0.

m.()Z.(1).Z

Có a = 1 2

m u 



Z1 Z 

2.aw

 2.100 41,67

w 2.cos

2 1 m.(u+1)1,5.(2, 2 1)

Ta chọn Z1=41(răng).

Mà Z2=u.Z1=2,2.41=90,2.Ta chọn Z2=90 răng.

Khi đó

u2, 2  2,195 0, 23%

thoả mãn.

u 2, 2

Xác định hệ số dịch chỉnh(x).

trước.

Z1 = 41 > 30.Nhưng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho

+ y là hệ số dịch chỉnh tâm.

y= aw 0,5.()Z0,5.Z(4119000)1,17(). mm

m 1 2 1,5

+ Hệ số ky 100.y100.1,17 8,93

Zt 41 90

Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10a→k x=0,568.

Mà y kx.Zt0,568.(90  41) 0, 074

1000 1000

→tổng hệ số dịch chỉnh xt =1,17+0,07=1,24. (mm).

- Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.

x  0,5.1, 24  990  41). 1,17  0, 4()mm

1 

41 90 

x2 xt x1 1, 24  0, 4  0,84()mm

Kiểm nghiệm răng.

Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

2.T1.kH.(u1)

bw.u.dw 2

- Ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức

H Z

M .ZH

.Z.

(II.6)

+ zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc z M=274(MPa)(1/3)

+ zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng (6.12/104).với

x1 x2  1, 24 0,01

z1 z2 41 90

→zH=1,68.

+ Z.Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức (6.36a/103)

4 

Zvì 

bw.sin  0

 m.



Với 

1 1o

1,88  3, 2.

cos0

 1,77.



Thay lại ta có

41 90 

4 1,77

Z 0,86.

+ KH: Hệ số quá tải

KH = KHβ.KHα.KHv

Với hệ số KHβ kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng.Tra bảng

(6.7/96) được KHβ = 1,015.

KHα hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp.Vì là bánh răng thẳng KHα = 1

KHv hệ số tả trọng động .

K  1 

vH .bw .dw1

2T1.K

H.KH

Tra bảng (6.15/105)

v dw1.n1  4,73(m / s); a

60000 w

Thay lại ta được

 100(mm)

VH  10,71(m / s) vmax  380(m / s)

Tra bảng (6.17/106)

KHv = 1,3

KH = 1,32

H  410,3(MPa)

- Mặt khác ta lại có:

+ Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,R a=2,51,25(μm) →ZR=0,95.

+ ZV=0,85.V0,1=0,85.4,730,1=0,99

+ Đường kính vòng đỉnh răng d a1<da2=m.Z2+2(1+x2)/m

=1,5.90+2.(1+0,84)/1,5

=138(mm)<700(mm).

→KXH=1

→[σH].ZR.ZV.KXH=481,82.0,95.0,99.1=453(MPa)> σH=410,3(MPa).

Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

*Bánh răng 1.

Để thoả mãn về độ bền uốn thì

2.T .K .Y.Y

1 F F1 

.Y .Y .Y

(II.7)

F1 bw.dw1.m

F1S

R XH

+ Y

T1=32781(MPa),bW =30(mm), dW1=62,5(mm).

 0,565

+ Bánh răng thẳng có β = 00; Yβ = 1

+ YF1 hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107→YF1=3,48

+ KF hệ số tải trọng uốn.

KF = KF.KFα.KFv

KF=1,04(tra ở bảng 6.7/96).

KFα =1(vì bánh răng thẳng).

Mà VF

F

.g0 .v

aw u

Tra bảng6.15và 6.16/105có δF = 0,016; g0 = 56; v = 4,73(m/s); aw = 100 VF = 28,57 ≤ VFmax = 380(m/s)

Tra bảng (6.17/106)

KFv = 1,79

KF = 1,86

Thay lại (II.7) [σF1] = 85,25(Mpa)

+ Ta lại có [σF1]=252(MPa).

YR=1.

YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05.

Vì da1 = 61,5(mm) < 400 (mm) nên KXF = 1

→ [σF1].YR.YS.KXF=252.1,05.1.1=265(MPa)> σF1=85,25(MPa).

Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn.

*Bánh răng 2.

[σF2]= [σF1].YF2/YF1. Tra bảng 6.18→YF2=3,56.

→[σF2]=85,25.3,56/3,48=87,21(MPa).

Có [σF2]=236,57(MPa)

→[σF2].YR.YS.KXF=236,57.1,05.1.1=148,4(MPa).>σF2=87,21(MPa).

Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 được thoả mãn. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Kqt

- Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì.

H max H

H max

+ Ta có σH = 410,3(Mpa); Kqt = Tmax/T = 1,7

+ Tra ở bảng (6.13/104) [σH]max = 1260(Mpa)

σHmax = 535 ≤[σH]max = 1260(Mpa) Thoả mãn.

- Để đề phòng dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thi cần có:



Fmax1=F.Kqt  F1max



Fmax2 =F.Kqt  F 2 max

Ta có: σF1 = 85,25(Mpa); σF2 = 87,21(Mpa); Kqt =1,7

Tra bảng (6.14/105): [σF1]max = 446(Mpa); [σF2]max = 360(Mpa) Nên: σFmax1 = 145 ≤ [σ F1]max = 446(Mpa)

σFmax2 = 148,26 ≤ [σ F2]max = 360(Mpa)

*Vậy các điều kiện bền được thoả mãn. Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

F F

12.327811049()N.

2.T

t1 t2

dw1

62,5

F .tgaw 0

F F t1 1049.tg22,69  382()N.

r1 r2 cos

Fa1 Fa2 Ft1.tg 0()N.

Câu hỏi ôn tập chương 5

Câu 5.1

Nêu nguyên lý, phân loại truyền động bánh răng.

Câu 5.2

Nêu ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng truyền động bánh răng.

Câu 5.3

Nêu các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng trụ. Có hình vẽ minh hoạ.

Câu 5.4

Vẽ hình và viết các biểu thức tính các lực tác dụng lên các răng khi ăn khớp của truyền động bánh răng trụ răng nghiêng.

Câu 5.5

Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán bộ truyền bánh răng.

Câu 5.6

Nêu cấu tạo, phân loại truyền động bánh răng côn.

Câu 5.7

Nêu các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Có hình vẽ minh hoạ.

Câu 5.8

Vẽ hình và viết các biểu thức tính các lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

Câu 5.9

Trình bày tải trọng trong bộ truyền bánh răng

Câu 5.10

Trình bày cách tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng theo sức bền uốn.

Câu 5.11

Trình bày cách tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và răng chữ V.

Câu 5.12

Trình bày cách tính bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.

Câu 5.13

Tại sao phải kiểm tra độ bền bánh răng theo tải trọng quá tải.

Câu 5.14

Trình bày vật liệu, nhiệt luyện trong bộ truyền bánh răng.

Câu 5.15

Nêu trình tự tự thiết kế trong bộ truyền bánh răng