Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải potx
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (482.43 KB, 58 trang )
Đề tài
Thiết kế hệ thống dẫn
động băng tải
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 1
MỤC LỤC Trang
LỜI NÓI ĐẦU
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4
1. Chọn động cơ 5
2. Phân phối tỉ số truyền 6
3. Công suất và số vòng quay trên các trục 6
PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7
I. Thiết kế bộ truyền đai 7
1. Chọn loại đai 7
2. Khoảng cách trục a 8
3. Chiều dài đai 8
4. Xác định số đai cần thiết 9
5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 10
1.chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện 10
2,xác định ứng suất cho phép 10
3,tính toán bộ truyền bánh răng côn 12
a) xác định chiều dài 12
b) các thông số ăn khớp 13
c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14
d) kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 15
e) kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải 17
f) các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn 18
III. Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng
1,chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện 19
2,xác định ứng suất cho phép 19
3,tính toán bộ truyền bánh răng thẳng 21
a) xác định khoảng cách trục 22
b) xác định đường kính vòng lăn 22
c) các thông số ăn khớp 22
d) các thông số hình học của bộ truyền 23
e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 23
f) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25
g) Kiểm nghiệm răng về quá tải 26
h) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng thẳng 27
PHẦN III.TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu 27
2. Tính sơ bộ đường kính trục 27
3. Phân tích lực tác dụng và chọn chiều cho bánh răng 28
4. xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 29
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 2
5. xác định đường kính và chiều dài cho đoạn trục 30
a. tính toán cho trục I 30
b. tính toán cho trục II 33
c. tính toán cho trục III 36
6. tính kiểm nghiệm trục về độ b.ền mỏi 39
7. tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 41
a) kiểm nghiệm cho trục I 42
b)kiểm nghiệm cho trục II 42
c)kiểm nghiệm cho trục III 42
PHẦN IV.TÍNH VÀ CHỌN THEN 43
1. Tính then cho trục 1 43
2. Tính then cho trục 2 44
3. Tính then cho trục 3 45
PHẦN V.TÍNH VÀ CHỌN Ổ TRỤC 45
Chọn ổ lăn cho tổng trục 46
1. chọn ổ lăn cho trục I 46
2. chọn ổ lăn cho trục II 48
3. chọn ổ lăn cho trụcIII 50
PHẦN VI. CHỌN KHỚP NỐI 52
PHẦN VII. THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 53
PHẦN VIII. BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP 58
PHẦN IX. TÀI LIỆU THAM KHẢO 59
LỜI NÓI ĐẦU
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 3
Trong trường ĐH GTVT TP.HCM.Sau khi học xong phần lý thuyết, sinh viên sẽ bắt
tay vào giai đoạn thực hành.Lúc này sinh viên sẽ bắt tay vào làm các đồ án môn học.Đối
với môn Chi tiết máy cũng vậy .Sinh viên sẽ làm đồ án “Thiết kế hệ thống truyền động
cơ khí “.Đây là bước quan trọng để sinh viên hiểu kỹ hơn lý thuyết và là tiền đề quan
trọng hay bước ngoặc để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoàn chỉnh.
Đề tài :”Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “.Mà cụ thế là thiết kế hộp giảm tốc bánh
răng hai cấp côn trụ .Với hộp giảm tóc này bộ truyền sẽ làm việc êm ,truyền được công
suất nhỏ vì khả năng tải bé.Nhưng nó có thể truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc
với nhau.Nói đến hộp giảm tốc thì ta có thể thấy ngay vai trò quan trọng của nó trong
các hệ thống máy móc.Vì bộ phận công tác bao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so
với động cơ.Do đó , để cho hệ thống làm việc tốt thì không thể thiếu hộp giảm tốc.Đồng
thời với một số loại hộp giảm tốc có thể điều chỉnh vận tốc vô cấp nên đáp ứng được hệ
thống có vận tốc làm việc thay đổi thường xuyên .
Khi đi vào tính toán ,sinh viên sẽ phải làm việc nghiêm túc ,vận dụng tất cả lý thuyết
đã được học ở các môn đại cương hay cơ sở vào công việc tính toán thiết kế.
THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
ĐỀ 6: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 4
Cho trước sơ đồ truyền động ,sơ đồ tải và các thông số ban đầu của hệ:
1: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
2: Bộ truyền đai thang.
3: Hộp giảm tốc bánh răng côn 2 cấp nón-trụ
4: Nối trục vòng đàn hồi.
5: băng tải. ◊ Số liệu thiết kế:
Công suất trục công
tác (kw)
Số vòng quay trục công
tác (vòng/phút)
Số năm làm việc
5,8 52 5
Chế độ làm việc :quay một chiều,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
PHẦN I:chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.Chọn động cơ:
Ta có số liệu ban đầu :
ct
P
= 5.8 (kw) n= 52 (vòng/phút)
theo đề bài ta có:
TT =
1
;
ckck
ttt ×=×= 7,0%70
1
TT =
2
;
ckck
ttt ×=×= 3,0%30
2
Ta tính được: T=
)(31,1065192
52
8.51055.91055.9
66
Nmm
n
p
t
ct
=
××
=
××
Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên
T
tđ
=
∑
∑
k
kk
t
tT .
2
=
)(944.0
3.0.)8.0(7.0.
22
kWT
t
tTtT
ck
ckck
=
+
=1005541,54 (kW)
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 5
tđ
p⇒
=
6
1055.9 ×
×
cttđ
nT
=
6
1055.9
5254,1005541
×
×
=5.48(kw)
Hiệu suất chung :
4
4321
ηηηηη
=
=0.95×0.96×0.97×
4
99.0
=0.849
Với :
95,0
1
=
η
Hiệu suất bộ truyền đai
2
η
=0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
3
η
=0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng trụ
4
η
=0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn
đcct
p
⇒
=
849.0
tđ
p
=
849.0
48.5
=6.45(kw) (Công suất động cơ tính theo P
max
).
-Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
N
đb
=
)/(1500
2
506060
phútvòng
p
f
=
×
=
×
Với: f=50hz, p=2(số đôi cự từ)
+ Động cơ được chọn phải thõa mãn:
≈
≥
sbđb
ctđc
nn
PP
Tra phụ lục trong sách:”Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,tập 1” ta chọn được
động cơ : 4A132S4Y3.
Bảng số liệu:
Kiểu động
cơ
Công suất
(kw)
Vận tốc
vòng
quay
(vg/ph)
ϕ
cos
%
η
dn
T
T
max
dn
K
T
T
4A132S4Y3 7.5 1455 0.86 87.5 2.2 2
2.Phân phối tỉ số truyền:
-Ta chọn :
10=
h
u
Do tỉ số truyền bánh răng nón
3
1
≤u
,nên ta chọn
.3
1
=u
Mặt khác:u
c
=
ct
đc
n
n
=
98,27
52
1455
=
u
c =
u
đ
×u
h
= u
đ
×10=27,98
798,2
10
98.27
===⇒
h
c
đ
u
u
u
Mà u
h
=
33,3
3
10
.
1
221
===⇒
u
u
uuu
h
3.Công suất trên các trục và số vòng quay trên các trục
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 6
Công suất trên trục 1:
P
1=
ctđtolđ
P××
ηη
=0,95×0,99×6,45=6,07(kw)
Công suất trên trục 2:
P
2
=
1
P
olBR
××
ηη
=0,96×0,99×6,07=5,77(
kW
)
Công suất trên trục 3:
P
3
=
2
P
olBR
××
ηη
=0.97×
2
99.0
×1×5,77=5,49 (
kW
)
- Số vòng quay trên các trục
)/(05,52
33,3
33,163
)/(33,173
3
520
)/(520
798,2
1455
2
2
3
1
1
2
1
phvòng
u
n
n
phvòng
u
n
n
phvòng
u
n
n
đ
đc
===
===
===
- Mô men xoắn trên các trục
)(07,1007291
05,52
49.51055.9
1055.9
).(92,317910
33,173
77.51055.9
1055.9
).(88,111477
520
07,61055.9
1055.9
).(05,42335
1455
45.61055.9
1055.9
6
3
3
6
3
6
2
2
6
2
6
1
1
6
1
6
6
Nmm
n
P
T
mmN
n
P
T
mmN
n
P
T
mmN
n
P
T
đc
đcct
đc
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
Bảng phân phối tỉ số truyền:
PHẦN
II.THIẾT
KẾ CÁC
BỘ
TRUYỀN
I .Bộ
truyền đai
thang
1. C
họn loại đai
ta chọn đai loại B với :
2
00
138,9,5,10,17,14 mmAmmymmhmmbmmb
p
=====
d
1
= 140÷280 mm.
- Đường kính đai loại nhỏ: d
1
=1.2× d
min=1.2
×140=168(mm)
Theo tiêu chuẩn,ta chọn : d
1
=180(mm)
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Thông số Động cơ Trục1 Trục2 Trục 3
U 2,798 3 3,33
n (v/ph) 1455 520 173,33 52,05
P(KW) 6,45 6,07 5,77 5,49
T(Nmm) 42335,05 111477,88 317910,92 1007291,07
Trang 7
Vận tốc đai của bánh nhỏ:
v
1
=
)/(713,13
60000
1455180
60000
11
sm
nd
=
××
=
××
π
π
- Đường kính bánh đai lớn:
)(6,498)01.01(180798,2)1(
12
mmdud
đ
=−××=−××=
ξ
Theo tiêu chuẩn chọn d
2
=500(mm).
kiểm tra lại tỷ số truyền u:
81,2
)01.01(180
500
)1(
1
2
=
−×
=
−×
=
ξ
d
d
u
Sai lệch so với giá trị chọn trước là:5,4% (thỏa mãn)
2. Tính khoảng cách trục a
Tra bảng 4.14 sách “TTTK HT DĐ CK”
Ta có tỉ số: a/d
2
=1
)(500
2
mmda ==⇒
Kiểm tra khỏang cách trục vừa chọn có thõa mãn yêu cầu không
Tra bảng 4.13 trang 59 ta có h=10,5 mm.
13605,384
)500180.(25,10)500180(55,0
)(2)(55,0
2121
≤≤
+≤≤++
+≤≤++
a
a
ddahdd
.
Thõa mãn yêu cầu
3. Tính chiều dài đai
( )
( )
)(8,2118
500.4
180500
2
)500180(
5002
42
)(
2
2
2
1221
mm
a
dddd
al
=
−
+
+×
+×=
−
+
+
+=
π
π
-Chọn theo tiêu chuẩn l=2500(mm)=2,5(m)
- Kiểm nghiệm tuổi thọ:
485,5
5.2
713,13
===
l
v
i
< i
max
=10
.
Nên thõa mãn yêu cầu về tuổi thọ
+ Tính lại khoảng cách trục a:
a =
(
)
4/8
22
∆−+
λλ
với
160
2
180500
2
4,1432
2
)500180(
2500
2
)(
12
21
=
−
=
−
=∆
=
+×
−=
+
−=
dd
dd
l
π
π
λ
a=
(
)
)(08,6494/160861.133761.1337
22
mm=×−+
.
Giá trị a vẫn thỏa mãn cho phép.
+ Góc ôm đai:
( )
( )
0
0
0
0
12
0
1
12053151
63,640
57180500
180
57
180 >=
×−
−=
×−
−=
a
dd
α
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 8
Thõa mãn yêu cầu.
4. Xác định số đai:
[ ]
zuO
đ
CCCCP
KP
z
.
1
1
α
=
(*)
Với P
1
=6.45
kW
- [P]:công suất cho phép tra bảng 4.19" sách TKHTĐCK,tập 1”
- [P]=4.3 (kw) (Nôi suy từ bảng 4.19 trang 62)
- K
đ
=1.1 : hệ số tải trọng động ứng với tải trọng dao động nhẹ.tra bảng 4.7 (trang
55)
- C
α
=1-0.0025×(180-α): hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm
- C
α
=1-0.0025×(180-151°53°)=0,93 công thức trang 61.
- C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài. C
l
=
116.1
2240
2500
0
==
L
L
. "tra bảng 4.16” (trang
61 sách TKHTĐCK”,tập 1)ta có: C
l
=1.04
- C
u
:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.Tra bảng 4.17 (trang 61 sách
TKHTĐCK, tập 1): C
u
=1.14 khi U
đ
=2,81.
- C
z
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các đai .bảng
4.18 (trang 61 sách TKHTĐCK,tập 1) :C
z
=0,95
- Thay các thông số này vào công thức
ta được :
[ ]
58,1
95,014,104,193,03,4
1,145,6
1
1
=
××××
×
=
××××
×
=
zuO
đ
CCCCP
KP
z
α
Ta chọn Z = 2 đai
- Chiều rộng bánh đai,áp dụng công thức (4.17):
B =(z-1).t +2.e =1.19 +2.12,5 =44 (mm)
Với:z=2; t=19; e=12,5
- Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:
)(4,1882,421802
011
mmhdd
a
=×+=×+=
- Đường kính ngoài của bánh đai lớn:
)(4,5082,425002
022
mmhdd
a
=×+=×+=
5. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên đai
F
O
=
V
đ
F
ZCV
KP
+
××
××
α
1
780
F
V
=q
m
.V
2
=0,178×13,713
2
=33,47(N)
)(89,28947,33
2915,0713,13
1,15,7780
0
NF =+
××
××
=⇒
- Lực tác dụng lên trục
F
r
=2×F
0
×Z×sin(α
1
/2) =2×289,89×2sin(151°53°/2) =1124,83(N)
- Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 9
uvtuv
σσσσσσσσ
+++=++= 5.0
01max
)(77,8
180
41002
10713,131200
138713,13
5,710005,0
138
89,289
62
max
Mpa=
××
+××+
×
××
+=
−
σ
Tuổi thọ của dây đai được xác định theo công thức:
h
i
r
L
m
h
)(48,31110
485,536002
10
36002
max
7
8
7
77,8
9
=×
××
=×
××
=
σ
σ
PHẦN III: TINH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN.
1. chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính:
Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng côn ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu
cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật
tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp
chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện.
- Bánh răng nhỏ
Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ
241-285 HB
MPaMPa
chb
580,850
1
==
δδ
Vậy chọn độ rắn bánh răng nhỏ :
250
1
=HB
- Bánh răng lớn
Thép 45 tôi cải thiện ,độ cứng đạt 192-240 MPa
MPaMPa
chb
450,750
2
==
δδ
Vậy chọn độ rắn bánh lớn:
240
2
=HB
2. xác định ứng suất cho phép :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ
] và ứng suất cho phép [
F
σ
] được xác định theo
công thức:
[
H
σ
]=
H
HLxHvRH
KKZZ
δ
σ
××××
0
lim
(*)
[
F
σ
]=
F
FLFCxFSRF
KKKYY
δ
σ
×××××
0
lim
- Trong thiết kế sơ bộ lấy :
1=××
xHVR
KZZ
và
1=××
xFSR
KYY
- Do đó các công thức trên trở thành:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 10
[
H
σ
]=
H
HLH
K
δ
σ
×
0
lim
(1) [
F
σ
]=
F
FLFCF
KK
δ
σ
××
0
lim
(2)
• Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=(180…350)
1,1;702
lim
=+=
HH
HB
δδ
75,1,8,1
lim
==
FF
HB
δδ
-
H
δ
,
F
δ
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết quả:
)(570702502702
1
0
1lim
MpaHB
H
=+×=+=
σ
)(550702402702
2
0
2lim
MpaHB
H
=+×=+=
σ
)(4502508,18,1
1lim
MpaHB
F
=×==
σ
)(4322408,18,1
2lim
MpaHB
F
=×==
σ
FC
K
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,
FC
K
=1 khi đặt tải một phía.
FLHL
kK ,
:hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền,được xác định theo công thức:
H
HE
HO
HL
m
N
N
K =
;
F
FE
FO
FL
m
N
N
K =
Với
6==
FH
mm
khi độ rắn mặt răng HB≤350;
HO
N−
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
4.2
30HBN
HO
=
74.2
1
1071,125030 ×=×=⇒
HO
N
(chu kì)
74.2
2
1055,124030 ×=×=⇒
HO
N
(chu kì)
FO
N−
:số kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
6
104 ×=
HO
N
FEHE
NN ,−
:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,xác định theo sơ đồ tải trọng:
i
m
MAX
i
iHE
t
T
T
nCN
H
×
××=
∑
2
60
- C: số lần ăn khớp trong một vòng(C=1)
-
i
n
: số vòng quay bánh răng trong một phút.
-
i
t
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
i
t
=số năm×số ngày×số giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ)
Với: -
ii
ck
ck
tt
t
t
t 7,0
7,0
1
=×
×
=
;
ii
ck
ck
tt
t
t
t 3,0
3,0
2
=×
×
=
-
7
33
1
1031,21240003,07,033,173160
8,0
×=×
×+××××=
T
T
T
T
HE
N
(chu kì)
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 11
-
7
33
2
104,6240003,07,005,52160
8,0
×=×
×+××××=
T
T
T
T
HE
N
(chu kì)
+Tương tự ta có:
i
m
MAX
i
iHE
t
T
T
nCN
F
×
××=
∑
60
7
66
1
1043,19240003,07,033,173160
8,0
×=×
×+××××=⇒
T
T
T
T
FE
N
(chu kì)
7
66
2
1084,5240003,07,005,52160
8,0
×=×
×+××××=⇒
T
T
T
T
FE
N
(chu kì)
Vì
11 HOHE
NN >
;
22 HOHE
NN >
;
11 FOFE
NN >
;
22 FOFE
NN >
nên
.1
2111
====⇒
FLFLHLHL
NNNN
- Từ (1) và(2) ta được:
[ ]
18,518
1,1
1570
1
=
×
=⇒
H
σ
(Mpa);
[ ]
500
1,1
1550
2
=
×
=
H
σ
(Mpa)
[ ]
14,257
75,1
11450
1
=
××
=⇒
F
σ
(Mpa);
[ ]
857,246
1,1
11432
2
=
××
=
F
σ
(Mpa)
- Với bộ truyền động bánh răng côn- răng thẳng,ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
nhỏ hơn trong 2 giá trị của [
1H
σ
] và [
2H
σ
] .ta chọn[
H
σ
]=[
2H
σ
]=500(Mpa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
ch
H
σ
σ
8,2
max
=
;
[ ]
.8,0
max
ch
F
σ
σ
=
[ ]
16245808,2
1
max
=×=⇒
H
σ
(Mpa) ;
[ ]
12604508,2
2
max
=×=
H
σ
(Mpa)
[ ]
4645808,0
1
max
=×=⇒
F
σ
(Mpa) ;
[ ]
3604508,0
2
max
=×=
F
σ
(Mpa)
3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn:
Với tỉ số truyền đã tính ở trên u=3
a) Xác định chiều dài côn ngoài:
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc.công thức có dạng:
( )
( )
[ ]
3
2
1
2
1
1
σ
β
H
u
uK
K
k
KT
R
be
be
H
R
e
×××−
×
+×≥
(2.1)
-
KK
đR
5,0=
:hệ số phụ vào vật liệu bánh răng và loại răng.với truyền động bánh
răng côn –răng thẳng bằng thép:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 12
MPa
K
d
3
1
100=
MPaK
R
3
1
501005,0 =×=
⇒
-
K
H
β
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng côn.
-
K
be
: chiều rộng vành răng.
-
3,0 25,0==
R
K
e
be
b
Chọn
K
be
=0,25 Theo bảng (6.21) "sách TKHTĐCK,tập 1”
464,0
25,02
25,325,0
2
1
=
−
×
=
−
×
⇒
K
u
K
be
be
Theo bảng (6.21), chọn
08,1=
K
H
β
-
T
1
:moomen xoắn trên trục bánh chủ động,
T
1
=111477,88 (Nmm);
[
H
σ
]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [
H
σ
]=[
2H
σ
]=500(Mpa)
( )
( )
)(14,150
500325,025,01
08,1111477,88
1350
3
2
2
mm
R
e
=
×××−
×
+×=
b) xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh nhỏ:
( )
[ ]
)(95
31
14,1502
1
2
1
22
3
2
1
1
mm
H
u
u
R
KK
KT
K
d
e
bebe
H
đ
e
=
+
×
=
+
=
×××−
×
×=
σ
β
Do đó theo bảng (6.22),ta tra được:
19
1
=
Z
p
Với HB≤350;
4,30196,16,1
11
=×=×=
ZZ
p
Chọn
31
1
=
Z
(răng)
- Đường kính trung binh và mô đun trung bình:
)(13,8395)25.05.01()5.01(
11
mm
d
K
d
e
be
m
=××−=××−=
)(68,2
31
13,83
1
1
mm
Z
d
m
m
tm
===
- Xác định mô đun:
Với bánh răng côn-răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác đinh theo công thức
:
)(06,3
)25,05,01(
68,2
)5,01(
mm
K
m
m
be
tm
te
=
×−
=
−
=
Theo bảng (6.8), ta chọn
)(3 mm
m
te
=
,từ
m
te
theo tiêu chuẩn tính lại
d
m1
và
m
tm
:
)(63,2)25,05,01(3)5.01( mm
K
mm
be
tetm
=×−×=−×=
)(53,813163,2
1
1
mm
Z
md
tmm
=×=×=
- Xác đinh số răng bánh lớn
Z
2
:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 13
91313
1
1
2
=×=×=
Z
u
Z
(răng)
Chọn
91
2
=
Z
(răng),do đó tỷ số truyền thực tế:
31
91
1
2
==
Z
Z
u
m
=2,93
*Tính góc côn chia:
117148189090
4818)
91
31
()(
12
2
1
1
=−=−=⇒
===
δδ
δ
arctg
z
z
arctg
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn:
[ ]
σσ
ε
H
m
H
HM
H
udb
u
KT
ZZZ
≤
×××
+×××
×××=
1
2
1
85.0
12
Trong đó:
-
Z
M
:hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp(6.5):
Z
M
=274(MPa
3
1
)
-
Z
H
:hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo bảng(6.12):
Z
H
=1,76
-
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:
867,0
3
745,14
3
4
=
−
=
−
=
α
ε
ε
Z
Với :
742,11
91
1
31
1
2,388,11
11
2,388,1
21
=×
+×−=×
+×−=
ZZ
ε
α
-
K
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
HVHH
H
KK
K
××=
αβ
.
Với
-
K
H
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.theo bảng(6.21) chọn
K
H
β
=1,08.
-
K
H
α
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
đông thời.với bánh răng côn-răng thẳng,
K
H
α
=1
-
K
HV
: hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức:
αβ
HH
mH
HV
KKT
dbV
K
×××
××
+=
1
1
2
1
Trong đó:-
u
ud
vgV
m
HH
)1(
1
0
+×
×××=
δ
- Với :
22,2
60000
52053,81
60000
11
=
××
=
××
=
π
π
nd
v
m
(m/s)
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 14
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 8.
Theo bảng (6.15) chọn
006,0=
δ
H
;theo bảng (6.16) chọn
56
0
=
g
78,7
3
)13(53,81
22,256006,0 =
+×
×××=
⇒V
H
(m/s)
- b=
)(54,3714,15025,0 mm
RK
ebe
=×=×
Chọn b=38(mm)
09,1
108,188,1114772
53,81383,7
1 =
×××
××
+=⇒
K
HV
18,1108,109,1 =××=
K
H
[ ]
σ
H
:ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
σ
H
=500(MPa)
17,475
353,813885,0
1318,188,1114772
867,076,1274
2
2
=
×××
+×××
×××=⇒
σ
H
(MPa)
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (*)
Với v=2,22(m/s)<5(m/s),lấy
1=
Z
v
với cấp chính xác cấp 8 thì độ nhám
163,0 25,1 =→=
ZR
Ra
mm
µµ
,vớ
→< mmd
a
700
1=
xH
K
[ ] [ ]
)(500111500 MPaKZZ
xHRV
HH
=×××=×××=⇒
σσ
So sánh với
[ ]
)(500 MPa
H
=
σ
≥
)(17,475 MPa
H
=
σ
Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc thỏa mãn.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá
trị cho phép:
[ ]
[ ]
2
1
21
2
1
1
11
1
85.0
2
F
F
FF
F
F
mnm
FF
F
Y
Y
dmb
YYYKT
σ
σ
σ
σσ
βε
≤
×
=
≤
×××
×××××
=
(*)
Trong đó:
:
1
T
−
mô men xoắn trên bánh chủ động,
)(88,111477
1
Nmm
T
=
mm
tmnm
=−
:mô đun pháp trung bình,
với bánh răng côn thẳng:
)(63,2 mm
mm
tmnm
==
-b : là chiều rộng vành răng,b=38(mm)
-
d
m1
: đường kính trung bình của bánh chủ động,
d
m1
=81,53(mm)
-
140/
0
n
Y
β
β
=
:hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với răng thẳng (
0
0
=
β
),vậy
1=
Y
β
-
:,
21
YY
FF
hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 15
13,282
)cos(
91
74,32
)cos(
31
11
71
cos
4818
cos
2
2
2
1
1
1
===
===
δ
δ
Z
Z
Z
Z
vn
vn
Tra bảng (6.18) ta được:
6,3;8,3
21
==
YY
FF
-
ε
α
ε
1
=
Y
:hệ số kể đến trùng khớp của răng,với
ε
α
là hệ số trùng khớp ngang ta có
α
ε
=1,742
.574,0
742,1
11
===⇒
ε
α
ε
Y
-
K
F
:hệ số tải trọng khi tính về uốn.
+
.
KKKK
FVFFF
××=
αβ
Với
K
F
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng.
Theo bảng(6.21) ta có
K
F
β
=1,15
-
K
F
α
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp ,
với bánh răng côn-răng thẳng :
K
F
α
=1.
-
K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vung ăn khớp,tính theo công thức:
KKT
dV
K
FF
mF
Fv
b
αβ
×××
××
+=
1
1
2
1
Với
u
ud
vg
m
F
F
V
)1(
1
0
+
×××=
δ
-
δ
F
:hệ số kể đến anh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng(6.15) chọn
δ
F
=0,016.
-
g
0
:hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,theo bảng (6.16).với cấp chính xác
8,có mô đun <3,55 nên chọn
g
0
=56.
-v:vận tốc vòng(đã tính về tiếp xúc) ,v=2,22(m/s).
-
d
m1
:đường kính trung bình bánh răng nhỏ,
d
m1
=81,53(mm).
-u: tỉ số truyền ,u1=3
-
T
1
: mô men xoắn trên bánh chủ động ,
T
1
=111477,88(Nmm).
=b: chiều rộng vành răng , b=38(mm).
74,20
3
)13(53,81
22,256016,0 =
+×
×××=⇒
V
F
25,1
115,188,1114772
53,813874,20
1 =
×××
××
+=⇒
K
FV
Thay vào đó ta có:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 16
44,125,1115,1 =××=
K
F
-thay các giá trị trên vào (*) ta có:
)(11,101
53,8163,23885,0
8,31574,044,188,1114772
1
MPa
F
=
×××
×××××
=
⇒
σ
≤
[ ]
)(14,257
1
MPa
F
=
σ
[ ]
)(86,246)(79,95
8,3
6,311,101
22
MPaMPa
FF
=≤=
×
=⇒
σσ
Vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.
e) kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
-khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy…)với hệ số quá tải:
.2,2==
T
T
K
MAX
qt
Trong đó: -T mô men xoắn danh nghĩa.
T
max
: mô men xoắn quá tải.
Vì vậy, khi cần kiểm nghiểm răng về quá ứng suất tiếp xúc cực đại (
σ
maxH
) và ứng suất
uốn cực đại(
σ
maxF
).
Để tránh biến dạng dư hoặc gầy dòn lớp bề mặt,hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.ta
sử dụng công thức sau:
σ
maxH
=
σ
H
×
K
qt
≤
[ ]
σ
H
MAX
.
σ
maxF
=
σ
F
×
K
qt
≤
[ ]
σ
F
MAX
Trong đó:
σ
H
:ứng suất tiếp xúc.
H
σ
=475,17(MPa).
σ
F
: ứng suất uốn.
Với
).(79,95
)(11,101
2
1
MPa
MPa
F
F
=
=
σ
σ
Thay các giá trị trên vào ta có:
=
σ
maxH
475,17 ×
2.2
=704,79(MPa)≤
[ ]
)(1624
1
max
MPa
H
=
σ
=
σ
maxH
475,17×
2.2
=704,79 (MPa)≤
[ ]
)(1260
2
max
MPa
H
=
σ
=
σ
max1F
101,11×2,2=222,44(MPa)≤
[ ]
)(464
1
max
MPa
F
=
σ
=
σ
max2F
95,79×2,2=210,74(MPa)≤
[ ]
)(360
2
max
MPa
F
=
σ
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
f) các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Thông số Kích thước
-chiều dài côn ngoài
)(14,151 mm
R
e
=
-mô đun vòng ngoài
)(3 mm
m
te
=
-chiều rộng vành răng
)(38 mmb =
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 17
-tỷ số truyền u u=3
-góc nghiêng của răng
0
0
=
β
-số răng của bánh răng nhỏ
31
1
=
Z
-số răng của bánh răng lớn
91
2
=
Z
-hệ số dịch chỉnh
31,0;31,0
21
−== xx
theo công thức bảng (6.19) ta tính được:
-đường kính chia ngoài:
*
)(273913
)(93313
2
2
1
1
mm
mm
Z
md
Z
md
tee
tee
=×=×=
=×=×=
*góc côn chia:
00
2
00
1
1171
4818
=
=
δ
δ
-chiều cao răng ngoài:
c
mhh
tetee
+×= 2
với
te
te
mc
h
×=== 2,0);0cos(cos
0
β
)(6,6)32,0(3)12( mm
h
e
=×+××=⇒
*đường kính trung bình:
).(68,238273
14,151
385,0
1
5,0
1
)(53,81
22
1
mm
R
b
mm
dd
d
e
e
m
m
=×
×
−=×
×
−=
=
*chiều cao đầu răng ngoài:
hmhh
mxhh
aeteteae
tenteae
12
11
2
)cos(
−×=−
××+=−
β
Trong đó:
1
3
2
1
cos
)
1
1(2
zu
m
n
x
β
×−=
32,0
31
1
3
1
12
31
)0cos(
)
3
1
1(2
2
30
2
1
=×
−=×−=
x
n
)(04,296,33)12(
)(96,33)32,01(
2
1
mm
mm
h
h
ae
ae
=−××=⇒
=×+=⇒
-chiều cao chân răng ngoài:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 18
)(56,404,26,6
)(64,296,36,6
2
2
1
1
mmhh
mmhh
aee
fe
aee
fe
h
h
=−=−=
=−=−=
-đường kính đỉnh răng ngoài:
)(3,274)1171cos(04,22273cos2
)(5,1004818cos96,3293cos2
00
222
2
00
111
1
mmhd
mmhd
aee
ae
aee
ae
d
d
=××+=××+=
=××+=××+=
δ
δ
, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG THẲNG:
1. chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính
Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng thẳng ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu
cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật
tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp
chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện.
+ Bánh răng nhỏ
Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ
241-285 HB
MPaMPa
chb
580,850
1
==
δδ
Vậy chọn độ rắn bánh răng nhỏ :
250
1
=HB
+Bánh răng lớn
Thép 45 tôi cải thiện ,độ cứng đạt 192-240 MPa
MPaMPa
chb
450,750
2
==
δδ
Vậy chọn độ rắn bánh lớn:
240
2
=HB
2. xác định ứng suất cho phép :
+ ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ
] và ứng suất cho phép [
F
σ
] được xác định theo công
thức:
[
H
σ
]=
H
HLxHvRH
KKZZ
δ
σ
××××
0
lim
[
F
σ
]=
F
FLFCxFSRF
KKKYY
δ
σ
×××××
0
lim
Trong thiết kế sơ bộ lấy :
1=××
xHVR
KZZ
và
1=××
xFSR
KYY
, do đó các công thức trên trở
thành:
[
H
σ
]=
H
HLH
K
δ
σ
×
0
lim
(1)
[
F
σ
]=
F
FLFCF
KK
δ
σ
××
0
lim
(2)
Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=(180…350)
1,1;702
lim
=+=
HH
HB
δδ
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 19
75,1,8,1
lim
==
FF
HB
δδ
-
H
δ
,
F
δ
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ,thay số vào ta có kết qủa:
)(570702502702
1
0
1lim
MpaHB
H
=+×=+=
σ
)(550702402702
2
0
2lim
MpaHB
H
=+×=+=
σ
)(4502508.18.1
1lim
MpaHB
F
=×==
σ
)(4322408.18.1
2lim
MpaHB
F
=×==
σ
FC
K
: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,
FC
K
=1 khi đặt tải một phía.
FLHL
kK ,
:hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền,được xác định theo công thức:
H
HE
HO
HL
m
N
N
K =
;
F
FE
FO
FL
m
N
N
K =
Với
6==
FH
mm
khi độ rắn mặt răng HB≤350;
HO
N−
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
4.2
30HBN
HO
=
74,2
1
1071,125030 ×=×=⇒
HO
N
(chu kì)
74,2
2
1055,124030 ×=×=⇒
HO
N
(chu kì)
FO
N−
:số kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
6
104×=
FO
N
FEHE
NN ,−
:số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,xác định theo sơ đồ tải trọng:
i
m
MAX
i
iHE
t
T
T
nCN
H
×
××=
∑
2
60
+ C: số lần ăn khớp trong một vòng(C=1)
+
i
n
: số vòng quay bánh răng trong một phút.
+
i
t
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
i
t
=số năm×số ngày×số giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ)
Với: -
ii
ck
ck
tt
t
t
t 7,0
7,0
1
=×
×
=
;
ii
ck
ck
tt
t
t
t 3,0
3,0
2
=×
×
=
-
7
33
1
1031,21240003,07,0173,33160
8,0
×=×
×+××××=
T
T
T
T
HE
N
(chu kì)
-
7
33
2
104,6240003,07,052,05160
8,0
×=×
×+××××=
T
T
T
T
HE
N
(chu kì)
+,Tương tự ta có:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 20
i
m
MAX
i
iHF
t
T
T
nCN
F
×
××=
∑
60
7
66
1
1043,19240003,07.033,173160
8,0
×=×
×+××××=⇒
T
T
T
T
FE
N
(chu kì)
7
66
2
1084,5240003,07,005,52160
8,0
×=×
×+××××=⇒
T
T
T
T
FE
N
(chu kì)
Vì
11 HOHE
NN >
;
22 HOHE
NN >
;
11 FOFE
NN >
;
22 FOFE
NN >
nên
.1
2111
====⇒
FLFLHLHL
NNNN
- Từ (1) và(2) ta được:
[ ]
18,518
1,1
1570
1
=
×
=⇒
H
σ
(Mpa);
[ ]
500
1,1
1550
2
=
×
=
H
σ
(Mpa)
[ ]
14,257
75,1
11450
1
=
××
=⇒
F
σ
(Mpa);
[ ]
857,246
1,1
11432
2
=
××
=
F
σ
(Mpa)
Với bộ truyền động bánh răng côn- răng thẳng,ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ
hơn trong 2 giá trị của [
1H
σ
] và [
2H
σ
] .ta chọn[
H
σ
]=[
2H
σ
]=500(Mpa)
* ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
-
[ ]
ch
H
σ
σ
8,2
max
=
;
[ ]
.8,0
max
ch
F
σ
σ
=
[ ]
16245808,2
1
max
=×=⇒
H
σ
(Mpa) ;
[ ]
12604508,2
2
max
=×=
H
σ
(Mpa)
[ ]
4645808,0
1
max
=×=⇒
F
σ
(Mpa) ;
[ ]
3604508,0
2
max
=×=
F
σ
(Mpa
3. tính toán bộ truyền bánh răng thẳng:
Với tỉ số truyên u=3,33 nên thuận tiện cho việc tính toán .
a. xác định khoảng cách trục:
[ ]
3
2
2
)1(
ba
H
a
w
u
H
u
KT
K
a
ψ
σ
β
××
×
×+≥
Trong đó:-
k
a
−
:hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,
)(50
3
1
MPa
k
a
=−
,theo bảng(6.3).
-
T
2
: mô men xoắn trên bánh chủ động.
T
2
=317910,92 (Nmm).
-
[ ]
σ
H
:ứng suất tiếp xúc cho phép .
[ ]
σ
H
=500MPa.
-u: tỉ sổ truyền ,
u
2
=3,33
Theo bảng (6.6) do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
5,0 3,0
=
ψ
ba
,
Chọn
4,0
=
ψ
ba
theo tiêu chuẩn.khi đó:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 21
866,0
2
)133,3(4,0
2
)1(
=
+×
=
+×
=
u
ba
bd
ψ
ψ
-
K
H
β
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng(6.7),có
K
H
β
=1,05 ứng với sơ đồ 5.
)(67,216
4,033,3500
05,1317910,92
)133,3(50
3
2
34
mm
a
w
=
××
×
×+≥
⇒
Theo tiêu chuẩn ta chọn
)(225
34
mm
a
w
=
b. xác định đường kính vòng lăn nhỏ:
[ ]
3
2
2
3
)1(
u
H
u
bd
H
đw
KT
kd
××
+××
×=
⇒
ψ
σ
β
-
K
đ
:hệ số phụ thuộc vào vạt liệu của cặp bánh răng.theo bảng (6.5) có
K
đ
=77
MPa
3
1
)(09,97
33,3866,0500
)133,3(05,1317910,92
77
3
2
3
mm
d
w
=
××
+××
×=
⇒
c. xác định các thông số ăn khớp:
- xác định mô đun:
-theo công thức (6.17)có m=(0,01…0,02)×
34w
a
)(5,4 25,2225)02,0 01,0( mmm =×=⇒
. theo tiêu chuẩn ta chọn m= 4.
- xác định số răng:
Tổng số răng:
5,112
4
2252
2
34
43
=
×
==+
×
m
a
ZZ
w
(răng)
= số răng bánh dẫn:
98,25
133,3
5,112
1
43
3
=
+
=
+
+
=
u
ZZ
Z
Chọn
26
3
=
Z
(răng)
58,8533,326
34
34
=×=×=⇒
u
ZZ
(răng).
Chọn
86
4
=
Z
(răng)
-tỷ số truyền sau khi chọn số răng:
307,3
26
86
3
4
34
===
Z
Z
u
Kiểm tra lại :
%69,0%100
33,3
307,333,3
=×
−
=∆u
(thỏa mãn điều kiện bài toán)
d. các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
-đường kính vòng chia :
104426
3
3
=×=×= m
Z
d
(răng)
344486
4
4
=×=×= m
Z
d
(răng)
-Đường kính vòng đỉnh:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 22
112421042
33
=×+=+= m
dd
a
(răng)
352423442
44
=×+=+= m
dd
a
(răng)
-Khoảng cách trục:
)(16,225
2
)33,31(264
2
)1(
3
mm
um
Z
a
W
+××
=
+××
=
gần với 225(mm)(thỏa mãn)
-chiều rộng vành răng:
+bánh bị dẫn:
902254,0
4
=×=×=
ab
W
ba
ψ
(mm).
+bánh dẫn:
955905
23
=+=+=
bb
(mm).
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc:
-ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:
[ ]
σσ
ε
H
WW
H
HM
H
u
u
db
KT
ZZZ
≤
××
+×××
×××=
2
2
3
2
2
)1(2
Trong đó:-
Z
M
:hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp theo
bảng (6.5):
Z
M
=274(MPa
3
1
)
-
Z
H
:hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
α
2sin
2
W
H
Z
=
Với:
ar
w
00
20)20arctan()tan(tan ===
α
α
76,1
)40sin(
2
0
==⇒
Z
H
.
-
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:
87,0
3
72,14
3
4
=
−
=
−
=
α
ε
ε
Z
Với :
72,11
86
1
26
1
2,388,11
11
2,388,1
43
=×
+×−=×
+×−=
ZZ
ε
α
-
K
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
HVHH
H
KK
K
××=
αβ
.
Với -
K
H
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.theo
bảng(6.21) chọn
K
H
β
=1,05 ứng với sơ đồ 5
Theo công thức (2.40),có vận tốc vòng bánh nhỏ:
)/(88,0
60000
33,17309,9714,3
60000
23
smv
nd
W
=
××
=
××
=
π
Với v=0,88 (m/s),theo bảng (6.13)"sách TKHHTĐCK,tập 1’ta dùng cấp chính xác 9.
-
K
H
α
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đông
thời.với bánh răng côn-răng thẳng, ta có:
K
H
α
=1.
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 23
-
T
2
: mô men xoắn trên trục bánh chủ động là
T
2
=317910,92 (Nmm)
-
K
HV
: hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức:
αβ
HH
WH
HV
KKT
dbV
K
×××
××
+=
2
33
2
1
Trong đó:-
u
a
W
HH
vgV
2
34
0
×××=
δ
Theo bảng (6.15) chọn
006.0=
δ
H
;theo bảng (6.16) chọn
82
0
=
g
56,3
33,3
225
88,082006,0 =×××=
⇒V
H
(m/s)
049,1
105,1317910,922
09,979556,3
1 =
×××
××
+=⇒
K
HV
1,105,11049,1 =××=××=
⇒
HVHH
H
KKK
K
αβ
Thay các giá trị trên vào ta có kết quả:
[ ]
)(500)(87,420
09,9733,395
)133,3(09,1317910,922
87,076,1274
2
MPaMPa
HH
=≤=
××
+×××
×××=⇒
σσ
Xác
định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (*)
Với v=0,88(m/s)<5(m/s),lấy với cấp chính xác động học 9,vậy chọn cấp chính xác về
mức tiếp xúc cấp 8 thì độ nhám
163,0 25,1 =→=
ZR
Ra
mm
µµ
, với
→< mmd
a
700
1=
xH
K
[ ] [ ]
)(500111500 MPaKZZ
xHRV
HH
=×××=×××=⇒
σσ
vậy điều kiện tiếp xúc thỏa mãn.
f. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
-để đảm bảo độ bền cho răng ứng suất sinh ra tại chân không được vượt quá giá trị cho
phép:
[ ]
[ ]
σσ
σσ
σ
βε
4
3
43
4
3
33
32
3
2
F
F
FF
F
F
W
FF
F
Y
Y
mdb
YYYKT
≤
×
=
≤
××
×××××
=
Trong đó:-
T
2
: mô men xoắn trên trục bánh chủ động là
T
2
=317910,92 (Nmm)
-m: mô đun pháp,m=4(mm).
-
:
3
b
W
chiều rộng vành răng,
)(95
3
mm
b
W
=
-
d
W 3
:đường kính vòng lăn bánh chủ động
d
W 3
=97,09(mm)
-
Y
ε
:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,với
ε
α
là hệ số trùng khớp ngang
Tính theo công thức(6.38b):
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 24
581,0
72,1
11
===
α
ε
ε
Y
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với
0=
β
1
140
0
1
140
1
0
=−=−=⇒
β
β
Y
-
Y
F 3
và
Y
F 4
:hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tương đương,tính
theo công thức:
-Đối với bánh dẫn:
97,3
26
2,13
47,3
2,13
47.3
3
3
=+=+=
Z
Y
F
-Đối với bánh bị dẫn:
62,3
86
2,13
47,3
2,13
47,3
4
4
=+=+=
Z
Y
F
-
K
F
:hệ số tải trọng khi tính về uốn
.
KKKK
FVFFF
××=
αβ
-
K
F
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn.theo bảng(6.7),chọn
12,1=
K
F
β
-
K
F
α
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
khi tính về uốn .theo bảng (6.14) ta có:
K
F
α
=1,37
-
K
FV
:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
Về uốn
αβ
FF
WWF
FV
KKT
dbV
K
×××
××
+=
2
33
2
1
-
2
0
u
a
vg
W
F
F
V
×××=
δ
Theo bảng (6.15) và (6.16) ta có:
.82;016,0
0
==
g
F
δ
5,9
33,3
225
88,082016,0 =×××=⇒
V
F
09,1
37,112,1317910,922
09,97952,9
1 =
×××
××
+=⇒
K
FV
67,109,112,137,1 =××=⇒
K
F
Thay các giá trị trên vào ta có:
[ ]
[ ]
)(86,246)(54,60
97,3
62,339,66
)(14,257)(38,66
409,9795
97,31581,067,1317910,922
24
13
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
=≤=
×
=
≤=
××
×××××
=
σσ
σσ
g. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
SVTH: HỒ
CÔNG LUẬN
Trang 25
