thiết kế hệ thống dán thùng tự động, chương 5 pot

Chương 5: Xác đònh các thông số
ăn khớp
- Môđun của bánh răng được xác đònh :
m=(0,01÷0,02)a
w1
=1=m
n
Z
1
=
)1(
2
1
1
um
a
w
=
)132,4(1
40.2

=15, ta chọn Z
1
=17 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
1
.Z
1
=4,32.17=73,44, ta chọn Z

2
=73
(răng)
- Tỉ số truyền thực : u
m
=
17
73
=4,3
- Tính lại a
w1
:
a
w1
=
2
)7317(1
2
)(
21



ZZm
=45(mm)
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
:
- Ứng suất tiếp xúc :

H

=
2
111
11
)1(2
wmw
mH
HM
dub
uKT
ZZZ



[

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
+


=20
0
: góc profin gốc ;
t

: góc profin răng ;
0
0

Suy ra :
t

=
tw

=20
0
b

=0, ta có : Z
H
=
)20.2sin(
0cos2
0
0
=1,764
+Z


: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.
+Bánh răng thẳng , dùng công thức (6.36a[3]) : Z

=
3
4





=[1,88-3,2(
73
1
17
1

)]cos0
0
=1,65
Z

=
3
65,14

=0,88
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1

=2a
w1
/(u
m
+1)=2.45/(4,3+1)=17(mm)
- Vận tốc vòng:
V= 
60000
1378.17.
60000

11


nd
w
1,23(m/s)
Tra bảng 6.13[3] chọn cấp chính xác : cấp 9
- 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[3] ta có:
K
H

=1,13(v

2,25;CCX9)
+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[3] :
K
H

=1,12
+ 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, ta
có

H
=0,004
g
0
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh
1 và 2, theo bảng 6.16[3] ta có g
0

=73 (m

3,55 ; CCX 9)
Ta có :
H

=0,004.73.1,23
3,4
45
=1,16 (m/s)
Suy ra : K
HV
=1+
13,1.12,1.96,401.2
17.45.315,0.16,1
=1,27
K
H
=1,13.1,12.1,27=1,6

H
=
2
17.3,4.45.315,0
)13,4.(6,1.96,401.2
88,0.764,1.274

=264,6 (MPa)<[

H

] (đảm bảo
độ bền tiếp xúc)
d) Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn
:
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng:
1F

=
mdb
YYYKT
ww
FF
1
11
2


[
1F

]
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 răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7[3] :
K
F

=1,24
+ 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[3] : 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
1
1
2
F

=

F
g
0
V
1
u

a
w
+

F
tra bảng 6.15[3] ta có :

F
=0,016
+g
0
tra bảng 6.16[3] ta có: g
0
=73
F

=0,016.73.1,23
3,4
45
=4,65(m/s)
Ta có : K
FV
=1+
37,1.24,1.96,401.2
17.45.315,0.65,4
=1,82
K
F
=1,24.1.37.1,82=3,1
+Y


: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
:Y

=


1
=1/1,65=0,6
+ 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
=17
Z
V2
=Z
2
=73
Tra bảng 6.18[3] ta có: Y
F1
=4,26, Y
F2
=3,61
Với m=1, ta có : Y
S
=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(1)=1,08
+Y
R
=1 (bánh răng phay)
+K
XF
=1 (d
a
<400mm) , do đó theo công thức 6.2[3] và
6.2a[3] :





)(56,2591.03,1.1.252
1
1
MpaKYY
XFSRFF






)(7,2431.03,1.1.6,236
2
2
MpaKYY
XFSRFF


Suy ra :
1F

=
1.17.45.315,0
26,4.1.6,0.1,3.96,401.2
=26,43MPa<
[
F

]
1

=259,56(MPa)
2F

=26,43
61,3
26,4
=31,2(MPa)< [
F

]
2
=243,7(MPa)
Kết luận
: các bánh răng 1 và 2 thoả độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
:

Hmax
=

H
qt
K

[

H
]
max
K

qt
=T
max
/T=2,2
Suy ra :

Hmax
=264,6 2,2 =392,5<[

H
]
max
=1624(MPa)
1F

max
=
1F

.K
qt
=14,1.2,2=31,02<


1
F

max
=464 (MPa)
2F


max
=
2F

.K
qt
=16,64.2,2=36,61<


2
F

max
=360(MPa)
Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điều kiện quá tải.