Bánh Răng Cấp Chậm Răng Nghiêng.docx

Trục

Động cơ

I

II

III

0.126

0.123

0.117

1.114

Thông số Công suất, kW Tỷ số truyền

6.07

3.29

Mômen xoắn, Nmm

878.32

857.41

4950.60

15431.13

Số vòng quay, vg/ph

1370

1370

225.7

70

1.    

Số liệu ban đầu Công suất P1 = 0,117 kW Số vòng quay n1 = 1370 vòng/phút Tỉ số truyền ubr = 3,29 Moment xoắn T = 4950,60 Nmm = 4,95 Nm

2. Chọn vật liệu Chọn Thép 45Cr tôi cải thiện cho bánh dẫn và bánh bị dẫn    

Giới hạn bền: b = 750MPa Giới hạn chảy: ch = 450MPa Chọn độ rắn trung bình cho bánh dẫn HB1 = 250 Chọn độ rắn trung bình cho bánh bị dẫn HB2 = 228

3. Số chu kì làm việc cơ sở  NHO1 = 30.HB12,4 = 1,71.107 chu kì  NHO2 = 30.HB22,4 = 1,37.107 chu kì  NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì 4. Số chu kì làm việc tương đương xác định theo tải trọng Một năm làm việc 300 ngày, làm việc 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ. Làm việc trong vòng 4 năm.  Chế độ tải:

T1 = T t1 = 133,7 giây 𝑁𝐻𝐸1

𝑇𝑖 ) = 60𝑐𝑛1  ( 𝑇max

T2 = 0T t2 = 226,3 giây 𝑚𝐻 2

𝑇 3 0𝑇 3 𝑡𝑖 = 60.1.1370. [( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 ] 𝑇 𝑇

Trong đó: 𝑡1 = 

133,7 360

𝐿ℎ =

133,7 360

300.2.2.8 = 3565,33 (𝑔𝑖ờ)

NHE1 = 2,93.108 chu kì

𝑁𝐻𝐸2 = 60𝑐𝑛2  (

𝑇𝑖 𝑇max

)

𝑚𝐻 2

𝑇 3

0𝑇 3

𝑇

𝑇

𝑡𝑖 = 60.1.225,7. [( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 ]

= 0,48.108 chu kì 𝑁𝐹𝐸1

𝑇𝑖 𝑚𝐻 𝑇 6 0𝑇 6 ) 𝑡𝑖 = 60.1.1370. [( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 ] = 60𝑐𝑛1  ( 𝑇max 𝑇 𝑇 = 2,93.108chu kì

𝑁𝐹𝐸2 = 60𝑐𝑛2  (

𝑇𝑖 𝑇max

)

𝑚𝐻

𝑇 6

0𝑇 6

𝑇

𝑇

𝑡𝑖 = 60.1.225,7. [( ) 𝑡1 + ( ) 𝑡2 ]

= 0,48.108chu kì Vì 𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1 ; 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 ; 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1 ; 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2 Nên 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1 5. Xác định giới hạn mỏi và uốn các bánh răng Theo bảng 6.13 [1] giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau: 𝑇𝑎 𝑐ó: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2. 𝐻𝐵 + 70 𝑁ê𝑛: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2.228 + 70 = 526 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8 𝐻𝐵 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 450 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 410,4 𝑀𝑃𝑎 6. Ứng suất tiếp cho phép [𝜎𝐻 ] =

-

𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 . 𝑍𝑅 . 𝑍𝑉 . 𝐾𝑙 . 𝐾𝑥𝐻 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 . 0,9 . 𝐾𝐻𝐿 = . 𝐾𝐻𝐿 𝑠𝐻 𝑠𝐻

Thép được tôi cải thiện 𝑠𝐻 = 1,1 do đó: [𝜎𝐻1 ] = 466,364 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻2 ] = 430,364 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là: [𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 430,364 𝑀𝑃𝑎 7. Ứng suất uốn cho phép

[𝜎𝐹 ] =

𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐹𝐿 𝑠𝐹

Chọn 𝑠𝐹 = 1,75 nên [𝜎𝐹1 ] = 257,143 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐹2 ] = 234,514 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất uốn cho phép tính toán là: [𝜎𝐹 ] = [𝜎𝐹2 ] = 234,514 𝑀𝑃𝑎

8. Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tải trọng tính sơ bộ KH =KH theo tiêu chuẩn Theo bảng 6.15 [1] bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên 𝜓𝑏𝑎 = 0,25 ÷ 0,4, chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó: 𝜓𝑏𝑎 (𝑢 + 1) 𝜓𝑏𝑑 = = 0,858 2 Theo bảng 6.7 [2] ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,07 ; 𝐾𝐹𝛽 = 1,16 . 9. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng theo công thức 3

𝑎𝜔 = 430(𝑢 + 1) √

𝑇1 𝐾𝐻𝛽 = 51,5 𝑚𝑚. 𝜓𝑏𝑎 . [𝜎𝐻 ]2 . 𝑢

Theo tiêu chuẩn ta chọn aω = 50 mm 10. Modul răng m= (0,01 ÷ 0,02). 𝑎𝜔 = 0.5 ÷ 1 mm Theo tiêu chuẩn chọn m= 1 mm theo Tiêu chuẩn TCVN 7584-2:2006 (ISO 54:1996) 11. Tính góc nghiêng  Từ điều kiện 20° ≥ 𝛽 ≥ 8° Suy ra:

2𝑎𝜔 𝑐𝑜𝑠8° 𝑚(𝑢+1)

≥ 𝑧1 ≥

2𝑎𝜔 𝑐𝑜𝑠20° 𝑚(𝑢+1)

⟺ 23,08 ≥ 𝑧1 ≥ 21,9

Chọn 𝑧1 = 23 răng => 𝑧2 = 76 răng. Góc nghiêng răng: 𝛽 = arccos (

𝑚(𝑧1 +𝑧2 ) 2𝑎𝜔

12. Tỉ số truyền thực tính lại sau khi chọn số răng: 𝑢=

𝑧2 𝑧1

= 3,30

Sai số so với giá trị u cho trước 0,3% 13. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền : Đường kính vòng chia: + 𝑑1 =

𝑧1 𝑚 𝑐𝑜𝑠𝛽

= 23,23 𝑚𝑚.

) = 8,11

+ 𝑑2 =

𝑧2 𝑚 𝑐𝑜𝑠𝛽

= 76,77 𝑚𝑚.

Đường kính cơ sở: + 𝑑𝑏1 = 𝑑1 𝑐𝑜𝑠𝛼𝑤 = 21,83 𝑚𝑚. + 𝑑𝑏2 = 𝑑2 𝑐𝑜𝑠𝛼𝑤 = 72,14 𝑚𝑚. Đường kính vòng đỉnh: + 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 25,23 𝑚𝑚. + 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚 = 78,77 𝑚𝑚. Đường kình vòng đáy: + 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5𝑚 = 20,73 𝑚𝑚. + 𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2,5𝑚 = 74,27 𝑚𝑚. Chiều rộng vành răng: + Bánh bị dẫn 𝑏2 = 𝜓𝑏𝑎 𝑎𝜔 = 0,4. 50 = 20 𝑚𝑚. + Bánh dẫn : 𝑏1 = 𝑏2 + 5 = 25 𝑚𝑚. 14. Vận tốc vòng bánh răng : 𝑣=

𝜋𝑑1 𝑛1 = 0,275 𝑚/𝑠 60000

15. Chọn cấp chính xác Theo bảng 6.3[1] ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 m/s 16. Hệ số tải trọng động Theo bảng 6.5[1] ta chọn KHV = 1,02; KFV = 1,04 17. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

𝐻1 =

𝑍𝑀 .𝑍𝐻 .𝑍

𝐻2 =

𝑍𝑀 .𝑍𝐻 .𝑍

𝑑𝑤1

𝑑𝑤2

2.103 .𝑇1 .𝐾𝐻 .𝐾𝐻𝑉 (𝑢+1)

√

𝑏𝑤1 .𝑢 2.103 .𝑇2 .𝐾𝐻 .𝐾𝐻𝑉 (𝑢+1)

√

Trong đó: ZM = 190

𝑏𝑤2 .𝑢

= =

190.2,47.0,96 23,23

√2.103

190.2,408.0,931 85,86

4,95.1,07.1,02(3,29+1)

√2.103

25.3,29

=302,74 MPa

4,95.1,24.1,02(6,07+1) 20.6,07

= 133,97 MPa

𝑍𝐻 = √

4 cos() sin(2𝑡𝑤)

4 cos(8,11)

=√

sin(2.20,19)

= 2,47

𝑍 = 0,96

𝐻1 < [𝐻 ] thỏa điều kiện bền tiếp xúc 𝐻2 < [𝐻 ] thỏa điều kiện bền tiếp xúc

18. Hệ số dạng răng YF Đối với bánh răng dẫn:  Số răng bánh răng tương đương: 𝑧𝑣1 = 𝑧1 / cos()3 = 𝑌𝐹1 = 3,47 +

14 = 14,43 cos(8,11)3

13,2 𝑥1 − 27,9. + 0,092. 𝑥12 = 4,23 𝑧𝑣1 𝑧𝑣1

Đối với bánh răng bị dẫn:  Số răng bánh răng tương đương: 𝑧𝑣2 = 𝑧2 / cos()3 = 𝑌𝐹2 = 3,47 +

85 = 87,60 cos(8,11)3

13,2 𝑥2 − 27,9. + 0,092. 𝑥22 = 3,50 𝑧𝑣2 𝑧𝑣2

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (Độ bền uốn)  Bánh dẫn: [𝐹1 ] 257,143 = = 60,79 𝑌𝐹1 4,23  Bánh bị dẫn: [𝐹2 ] 234,514 = = 67,00 𝑌𝐹2 3,50 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn. 19. Ứng suất uốn

𝑭𝟏 =

𝟐𝑻𝟏 .𝟏𝟎𝟑 .𝒀𝑭𝟏 .𝑲𝑭𝒗 .𝑲𝑭 .𝒀.𝒀 𝒅𝒘𝟏 .𝒃𝒘𝟏 .𝒎

=

𝟐.𝟎.𝟖𝟓𝟕.𝟏𝟎𝟑 .𝟒,𝟐𝟑.𝟏,𝟎𝟒.𝟏,𝟓.𝟎,𝟖𝟕.𝟎,𝟗𝟐𝟑 𝟏𝟒,𝟏𝟒.𝟐𝟓.𝟏

= 𝟐𝟓, 𝟔𝟗 Mpa

Trong đó: Y =

1



=

1 1,154

𝑌 = 1 −  .

= 0,87 – Hệ số xét ảnh hưởng của trục khớp ngang.

 120

=1−

1,134.8.11 sin() = 0,923 𝑣ớ𝑖  = 𝑏𝑤1 . = 1,134 120 𝑚

𝐹1 < [𝐹 ] thỏa điều kiện bền uốn Bảng 2.1. Bảng thông số kết quả tính toán bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh Thông số Khoảng cách trục aw (mm) Modul m (mm) Dạng răng Chiều rộng vành răng Bánh dẫn b1 (mm) Bánh bị dẫn b2 (mm) Góc ăn khớp (độ) αtw Hệ số dịch tâm y

Tính toán thiết kế Giá trị Thông số Góc nghiêng răng β (độ) 50 1 Bánh răng nghiêng 25 20

Đường kính vòng chia: Bánh dẫn d1 (mm) Bánh dẫn d2 (mm) Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn da1 (mm) Bánh dẫn da2 (mm)

14,14 85,86 16,26 88,7

21,52

Đường kính cơ sở: db1 (mm) db2(mm)

13,29 80,68

0,5

Hệ số dịch chỉnh x1 x2

0,08 0,439

Đường kính vòng đáy: Bánh dẫn df1 (mm) 14 Bánh dẫn df2 (mm) 85 Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho Giá trị tính phép toán Ứng suất tiếp xúc σH (Mpa) 430,364 302,74 σF1 (Mpa) Ứng suất uốn 257,143 133,97 Số răng: Bánh dẫn z1 Bánh bị dẫn z2

Giá trị 8,11

11,8 84,24 Nhận xét