ứng dụng máy tính trong thiết kế và mô phỏng động học, động lực học trong kết cấu máy bào quang, chương 8 potx

Chương 8: Tính toán thiết kế bộ truyền
bánh răng trụ răng thẳng
A. Cặp bánh răng i
2
: Với z
2
=42 ; z
2
’
= 78 với
0,97; 0,99
br ol
 
 
 Công suất trên trục bánh răng dẫn : P
I
=2,09 KW
 Công suất trên trục bánh răng bò dẫn : P
II
= 2 KW
 Số vòng quay của bánh răng dẫn : n
1
= 710vg/ph
 Số vòng quay của bánh răng bò dẫn : n
2
= 502
vg/ph
 Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn : T
I
= 28112
Nmm

 Moment xoắn trên trục bánh răng bò dẫn : T
II
= 37987
Nmm
 Tỷ số truyền : i
3
= 1,41
1.
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Vật liệu phải thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc(tránh
tróc rỗ,mài mòn,dính…) và độ bền uốn .Hộp giảm tốc chòu
công suất trung bình nên vật liệu bánh răng được chọn ở
nhóm I (có độ rắn

350 HB).
+Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn:
HB241…285,có giới hạn bền
б
b
=850(Mpa) và
б
ch
=580(Mpa).
+ Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn:
HB192…240 có giới hạn bền
б
b
=750(Mpa),
б
ch

=450(Mpa).
2.
Phân phối tỉ số truyền : u
1
=1,41
3.
Xác đònh ứng suất cho phép:
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
б
H
]= б
0
Hlim
. K
HL
.Z
R
.Z
V
.K
L
.K
xH
/S
H
.
Tra bảng 6.2 (P94-TKHTTĐCK tập 1) với thép 45 tôi cải
thiện có độ rắn HB180…350 ta có :

б
0
Hlim
=2.HB+70
S
H
=1,1(hệ số an toàn phụ thuộc vào phương pháp nhiệt
luyện)

б
0
Flim
=1,8HB.
S
F
=1,75 (hệ số an toàn trung bình).
Chọn độ rắn của bánh nhỏ: HB
1
=270.
độ rắn của bánh lớn: HB
2
=250


б
0
Hlim1
=2.270+70=610 (MPa).

б

0
FLim1
=1,8.270=486(MPa).



б
0
HLim2
=2.250+70=570(MPa).

б
0
Flim2
=1,8.250=450(MPa).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở : N
HO
= 30.HB
2,4
.
Ta có: N
HO1
= 30x(270)
2,4
=2,05.10
7
.
N
HO2
= 30x(230)

2,4
=1,706. 10
7
.
Ta có: K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
.
- m
H
=6.( do độ rắn mặt răng HB

350 )
- N
HE
:số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công
thức ứng với bộ truyền
chòu tải trọng tónh và số vòng
quay n không đổi.
N
HE
= 60.c.n.

t . (công thức 5.88 sách CSTKM).

c:số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh
răng (c=1).
n: số vòng quay ; n
I
=710(v/phút) ; n
II
=502(v/phút).


t :tổng thời gian làm việc tính bằng giờ.
Bộ truyền làm việc 1 ca trong 1 ngày ,ca 8 giờ và sử
dụng 300 ngày trong 1 năm,
tải trọng không đổi va đập nhẹ
,quay 1 chiều,thời gian phục vụ 10 năm.




t =1.8.300.10=24000(h).
Ta có : N
HE1
=60.1.
n
I
.24000=710.60.24000=1,0224.10
9
.
N
HE2
=60.1.

n
II
.24000=382,3.60.24000=0,55.10
9
.
Vậy :
N
HE1
> N
HO1
N
HE2
> N
HO2


K
HL1,2
=1.
Ta có :
[
б
H
]
1
=610.
H
HL
S
K

=610.
1,1
1
=555(MPa).
(khi đường kính d<1000mm ta lấy Z
R
.Z
V
.K
L
.K
xH
=0,9 –
trang 230,sách CSTKM hoặc khi tính sơ bộ lấy
Z
R
.Z
V
.K
L
.K
xH
=1).
[
б
H
]
2
=570.
H

HL
S
K
= 570.
1,1
1
=520(MPa).
Đối với bánh răng trụ:
+ răng thẳng ta có:[
б
H
]=min([б
H
]
1
,[б
H
]
2
)=520(MPa).
*Ứng suất uốn cho phép:
[
б
F
]= б
0
Flim
.K
FC
.K

FL
.Y
R
.Y
xF
.Y
S
/S
F.
Lấy sơ bộ: Y
R
.Y
xF
.Y
S
=1; K
FC
= 1: vì bộ truyền quay 1
chiều.
K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
, với m
F

=6. ( do độ rắn mặt răng HB

350 )
N
FO
=5.10
6
(sách CSTKM ) đối với tất cả các loại thép .
Ta có: N
FE1
=60.c.n
I
.

t =1,0224.10
9
.
N
FE2
=60.c.n
II
.

t =1,55.10
9
.
( N
FE
= N
HE

= N do bộ truyền chòu tải trọng tónh )


Ta có : N
FE1
> N
FO
.
N
FE2
> N
FO
.

K
FL
=1.
Vậy : [
б
F1
]= б
0
Flim1
.
75,1
1
.486
75,1
1
 =305(MPa).

[
б
F2
]= б
0
Flim2
.
75,1
1
.450
75,1
1
 =283(MPa).
* Ứng suất quá tải cho phép
:

 ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
Bánh răng tôi cải thiện : [
б
H
]
MAX
=2,8. б
ch2
=2,8.700=1960(MPa).

 ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[
б
F1

]
MAX
=0.8 б
ch1
= 0,8.700 = 560(MPa).
[
б
F2
]
MAX
=0.8 б
ch2
= 0,8.700 = 560(MPa)
5.
Tính bộ truyền bánh răng thẳng ở nhóm truyền 1:
a)Tính sơ bộ khoảng cách trục a
w
:
a
w
=K
a
(i
2
+1)
3
2
2
.
[ ]

I H
H ba
T K
i

 
.
T
I
= 28112 Nmm
-i
2
=1,41 :tỉ số truyền cấp chậm.
- K
H

=1,02:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
- [
б
H]
=min([б
H
]
1
,[б
H
]
2
)= [б

H
]
2
=481.82(MPa).
-
ba

:hệ số chiều rộng bánh răng(lấy lớn hơn 20% 30% so
với cấp nhanh)
Ta có:
bd

=0,5.
ba

( i
2
+1) , tra bảng 6.6 (trang 97-
TKHT tập 1) ta có :

ba

=0,15

bd

=0,365.
Tra bảng 6.7 ta có : K
H


=1,02 (sơ đồ 3).
- K
a
:bánh răng thẳng

K
a
=49,5.

a
w
=49,5.(1,41+1).
3
2
15,0.41,1520
02,1.28112
=95(mm)
b)Xác đònh các thông số ăn khớp
:
Mun của bánh răng: m=(0,01 0,02). a
w
=1 2.
Chọn giá trò tiêu chuẩn m=2,.
-Tính lại khoảng cách trục a
w
:
a
w
=
2

2).6042(
2
)(
,
33


 mzz
=102(mm).
Vì a
w
=102.(khi tính lại khoảng cách trục) và Z
2
= 42 > 30. Do
đó không cần dòch chỉnh bánh răng để đảm bảo khoảng cách
trục.
c)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
:
Ứng suất tiếp xúc :
б
H
=Z
M
Z
H
Z
ε
2
2
2

2 ( 1)
I H
w w
T K i
b i d


[б
H
].
- Z
H
:hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc.
Z
H
=
w
b


.2sin
cos.2
.
Do cấp chậm là cặp bánh răng trụ không dòch chỉnh nên tra
bảng 6.12 ta có:
Vậy

Z
H
= 1,76.

- Z
ε
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.
Ta có: Z
ε
=
3
)4(



. Với


=[1.88-
3,2(
)
11
(
,
3
3
z
z
 )]cos0
0
=1,75


Z

ε
=
3
4



=0,86.
- Z
M
:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn
khớp.Tra bảng 6.5 (P.96 tập 1….) có: Z
M
=274(MPa)
1/3
.
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w
=2a
w
/(i
2
+1)=2.102/(1,43+1)=83,95(mm).
Vận tốc vòng:
V
3
= 12,3
60000
710.95,83.14,3

60000
3

dn

(m/s)<2(m/s).


Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác cấp 8.
- K
H
:hệ số tải trọng, K
H
=K
H

.K
H

.K
HV
(trang 106, tập 1)
+ K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có bánh răng thẳng

K
H


=1,09
+K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7
: K
H

=1,02
+ K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng
ăn khớp.
K
HV
=1+
. .
2 . .
H w w
I H H
V b d
T K K
 
với V
H
=

H

.g
0
.V
3
2
w
a
i
.
.

H
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra
bảng 6.15 ta có

H
=0,006.
. g
0
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng
bánh 1 và 2,tra bảng 6.16 ta có : g
0
=56 (m

3,55 ; Cấp
chính xác 8 ).

V
H
=0,006.56.3,12

43,1
102
=5,9 (m/s).

K
HV
=1+
09,1.02,1.28112.2
95,83.15.9,5
=1,11

K
H
=1,11.1,09.1,02=1,234.
Suy ra:
б
H
=
274.1,76.0,8635 2.38334,5.1,285.(1,857 1)
84 37,8.1,857

=505 (MPa) < [б
H
]
2
=520(Mpa)

vậy cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
d) Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn
:

Ta có:
3F

=
3
2 . . . .
. .
I F F
w w
T K Y Y Y
b d m
 

[
3F

].
và
4F

=
3F

.Y
F4
/ Y
F3

[
4F


].
+ K
F
: hệ số tải trọng tính, K
F
= K
F

. K
F

. K
FV
.
- K
F

: tra bảng 6.7 ta có : K
F

=1,05
- K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng
trụ thẳng ta có K
F


=1,27
- K
FV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong
vùng ăn khớp.
K
FV
=1+
. .
2 . .
F w w
I F F
b d
T K K
 

với V
F
=

F
.g
0
.V
2
w
a
i
.
.


F
tra bảng 6.15 ta có :

F
=0,011.(bánh răng thẳng,
không vát đầu răng)
. g
0
tra bảng 6.16 ta có: g
0
=56.


V
F
=0,011.56.3.12.
43.1
102
=16,23(m/s).


K
FV
=1+
27,1.05,1.28112.2
95,83.15.23,16
=1,273
Suy ra: K
F

= 1,273.1,27.1,05=1,698
+Y

:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y

=


1
=1/1,75=0,567
+ Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Y

=1.
+Y
F3
,Y
F3
,
:hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, phụ
thuộc số răng tương đương Z
V3
,Z
V3
,
.
Ta có: Z
V3

=
3
0
42
cos cos 0
Z

 =42.

Y
F3
=3,7(tra bảng 6.18-tập 1…)
Z
V3
,
=
0cos
60
cos
4


Z
=60

Y
F4
=3,62. (tra bảng 6.18-tập 1…)
với hệ số dòch chỉnh x
3

=x
4
=0 do bánh răng không dòch chỉnh.


3F

=133(MPa)< [
3F

]=305(MPa).


,
3F

=
3F

.
3, 61
3, 7
=130(MPa)< [
4F

]=283(MPa).
+Kết luận
:các bánh răng 3 và 4 thoả điều kiện độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
б

Hmax
= б
H
.
qt
K

[б
H
]
max ;
động cơ có:K
qt
=T
max
/T=2,2

б
Hmax
=505.1,483=749<[б
H
]
max
=1960(MPa).
Đảm bảo tránh biên dạng dư và giòn bề mặt:
3F

max
=
3F


.K
qt
=133.2,2=292(MPa) < [б
F1
]
MAX
=560(MPa).
,
3F

max
=
4F

.K
qt
=130.2,2 =286(MPa) <
[
б
F2
]
MAX
=560(MPa).
Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điềâu kiện quá tải
khi chòu uốn.
ª
Các thông số và kích thước của bộ truyền
-Khoảng cách trục: a
w

=102(mm).
-Môđun: m=2.
-Chiều rộng vành
răng:
b
w
=0,15x102=15(mm).
-Tỉ số truyền: u
2
=1,857
-Góc nghiêng của
răng:

=0
0
.
-Số răng bánh răng: Z
2
=42 ; Z
2
’=60
-Hệ số dòch chỉnh : x
1
= x
2
=0
-Đường kính vònh
chia:
d
2

=m.Z
2
=84(mm)
d
2
’
= m.Z
2
’
=120(mm).
-Ñöôøng kính ñænh
raêng :
d
a2
= d
2
+2m =88(mm)
d
a2
’
= d
2
’
+2m =124(mm).
- Ñöôøng kính ñaùy
raêng:
d
f2
= d
2

-2,5m=79(mm)
d
f2
’
= d
2
’
-2,5m=115(mm).