thiết kế hệ thống dán thùng tự động, chương 6 ppt

Chương 6: Các thông số và kích
thước của bộ truyền cấp nhanh
- Khoảng cách trục : a
w
=45 (mm)
- Môđun pháp : m=1
- Chiều rộng vành răng : b
w
=14 (mm)
- Tỉ số truyền : u
m
=4,3
- Góc nghiêng của răng :

=0
0
- Số răng bánh răng : Z
1
=17 ; Z
2
=73
- Đường kính vòng chia : d
1
=m.Z
1
=1.17=17 (mm)
d
2
=m.Z
2
=1.73=73 (mm)

- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+2m=17+2.1=19 (mm)
d
a2
= d
2
+2m=73+2.1=75 (mm)
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
-2,5m=17-2,5.1=14,5
(mm)
d
f2
= d
2
-2,5m=73-2,5.1=70,5 (mm)
5) Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng thẳng
:
a) Tính sơ bộ khoảng cách trục a
w
:
a
w2
=K
a

(u
2
+1)
3
2
2
2
][
baH
H
u
KT


+T
2
=1676,59 (Nmm) - mômen xoắn trên trục II
+u
2
=2,78 : tỷ 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, K
H

=1,03 (bảng
6.7[3])
+

ba

=0,315: hệ số chiều rộng bánh răng.
Ta có:
+
bd

=0,53
ba

( u
2
+1)=0,53.0,315(2,78+1)=0,63
+K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.Với
thép ta có: K
a
=49,5 (răng thẳng).
a
w2
=49,5(2,78+1)
3
2
78,2.8,481.315,0
03,1.59,1676
=38,18 (mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn : a
w1
=50 (mm)

b) 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
=
)178,2(1
50.2

=26,4, ta chọn Z
1
=27 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
2
.Z
1

=2,78.27=75,06, ta chọn Z
2
=75
(răng)
- Tỉ số truyền thực : u
m
=
27
75
=2,77
- Tính lại a
w2
:
a
w2
=
2
)7527(1
2
)(
21



ZZm
=51(mm)
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
- Ứng suất tiếp xúc :

H

=
2
222
22
)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

Ta có :
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.
+Với bánh răng thẳng , dùng công thức (6.36a[3]) :
Z

=
3
4





=[1,88-3,2(
75
1
27
1

)]cos0
0
=1,71
Z

=
3
71,14

=0,87

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w2
=2a
w2
/(u
m
+1)=2.51/(2,77+1)=27 (mm)
- Vận tốc vòng:
V=

60000
98,318.27.
60000

22


nd
w
0,45 (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

=1,03
+ K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp.
K
HV
=1+



HH
wwH
KKT
db
2
2
2
Với :
H

=

H
g
0
V
2
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

=0,004.73.0,45
77,2
51
=0,56 (m/s)
K
HV
=1+
13,1.03,1.59,1676.2
27.51.315,0.56,0
=1,06
K
H
=1,13.1,03.1,06=1,23
Suy ra:

H
=
2
27.77,2.51.315,0

)177,2.(23,1.59,1676.2
87,0.764,1.274

=291,12 (MPa)<[

H
] (đảm bảo độ bền tiếp xúc)
d) Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn
:
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng:
=
mdb
YYYKT
ww
FF
2
12
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

=1,08
+ 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
2
2
2
F

=

F
g
0

V
2
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
Ta có :
F

=0,016.73.0,45
77,2
51
=2,25(m/s)
K
FV
=1+
37,1.08,1.59,1676.2
27.51.315,0.25,2
=1,19

K
F
=1,08.1,37.1,19=1,76
+Y

:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
:Y

=


1
=1/1,71=0,58
+ Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 0


, nên 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
=27
Z
V2
=Z
2
=75
Tra bảng 6.18[3] ta có: Y
F1
=3,86 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] :





MpaKYY
XFSRFF
56,2591.03,1.1.252
1
1






MpaKYY
XFSRFF
7,2431.03,1.1.6,236
2
2


Suy ra :
1F

=
1.27.51.315,0
86,3.1.58,0.76,1.59,1676.2
=30,5 MPa<
[
F


]
1
=259,56(MPa)
2F

=30,5
61,3
86,3
=32,61(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
Ta có :

Hmax
=291,12 2,2 =431,8<[

H
]
max
=1624(MPa)
1F

max
=
1F

.K
qt
=30,5.2,2=67,1<


1
F


max
=464 (MPa)
2F

max
=
2F

.K
qt
=32,61.2,2=71,74<


2
F

max
=360(MPa)
Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điều kiện quá
tải.