Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Chia sẻ: Kim Quân | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:5

Thêm vào BST

Báo xấu

926
lượt xem 76
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn có nội dung trình bày trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn. Đây là tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên ngành cơ khí - chế tạo máy. Mời bạn đọc tham khảo nội dung tài liệu.

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

1 TRÌNH T TÍNH TOÁN THI T K B TRUY N BÁNH RĂNG CÔN Thông số đầu vào: công suất P , kW (hoặc mômen xoắn T1 , Nmm; số vòng quay n1 , 1 vg/ph; tỷ số truyền u. Các bước từ 1 đến 4 tương tự như tính toán bánh răng trụ. Nếu bộ truyền được bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), ta tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Nếu bộ truyền hở và bôi trơn không tốt, để tránh hiện tượng gãy răng, ta tính toán theo độ bền uốn. Nếu tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc ta tính theo trình tự: 5. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền bánh răng côn theo giá trị nhỏ nhất cặp bánh răng. Tuy nhiên khi độ rắn một bánh răng lớn hơn 350HB và khi HB1 − HB2 ≥ 100 và vận tốc vòng v ≤ 20 m / s thì ứng suất cho phép tính theo công thức [σ H ] ≈ 0,45 ([σ H 1 ] + [σ H 2 ]) ≤ 1,15[σ H 2 ] trong đó: [σ H 1 ] ≤ [σ H 2 ] . 6. Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψ be = 0, 285 . Chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính K H = K H β theo bảng 6.18 [1]. 7. Tính toán đường kính d e1 theo công thức: T1 K H β d e1 = 95 3 0,85(1 − 0,5ψ be ) 2ψ beu[σ H ]2 8. Chọn số răng z1 p theo bảng sau: d e1 u=1 u=2 u = 3,15 u=4 u=6 40 24 20 18 16 15 60 24 20 18 16 15 80 25 21 19 17 16 100 25 21 19 17 16 125 26 22 20 18 17 160 27 24 22 21 18 200 30 28 27 29 22 Tùy thuộc vào độ rắn bề mặt ta chọn z1 theo công thức: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM
2  H1 , H 2 ≤ 350 HB : z1 = 1, 6 z1 p   H1 > 350 HB; H 2 ≤ 350 HB : z1 = 1, 3 z1 p  H , H > 350 HB : z1 = z1 p  1 2 Sau khi chọn z1 , z2 ta tìm được giá trị me từ công thức: d e1 = me z1 ; de 2 = me z2 và chọn me theo giá trị tiêu chuNn. 9. Tính toán lại tỷ số truyền u kiểm tra sai số tỷ số truyền ∆u ≤ 2 ÷ 3% . Xác định các góc mặt côn chia δ1 và δ 2 theo công thức: 1 1 δ1 = arctg   , hoặc u = = cotgδ1 u   tgδ 1 10. Tính các kích thước chủ yếu khác của bộ truyền bánh răng côn. Các giá trị đường kính tính chính xác đến 0,01mm. Thông số hình học Công thức Đường kính vòng chia Bánh dẫn d e1 = me z1 ngoài Bánh bị dẫn d e 2 = me z2 Đường kính vòng chia Bánh dẫn d m1 = d e1 (1 − 0,5ψ be ) trung bình Bánh bị dẫn d m 2 = d e 2 (1 − 0,5ψ be ) d e1 Chiều dài côn ngoài Re Re = = 0,5me z12 + z2 2 2sin δ1 d m1 Chiều dài côn trung bình Rm Rm = = 0,5mm z12 + z2 2 2sin δ1 11. Xác định môđun vòng trung bình mm theo công thức: d m1 = mm z1; d m 2 = mm z2 Tính vận tốc vòng v theo đường kính vòng chia trung bình và chọn cấp chính xác bộ truyền theo bảng 6.3 [1]. 12. Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền theo các công thức: 2T1 Ft1 = d m1 Fr1 = F t1 tgα cos δ1 Fa1 = F t1 tgα sin δ1 Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó: Fa 2 = Fr1 ; Fr 2 = Fa1 ; Ft1 = Ft 2 13. Chọn hệ số tải trọng động K HV và K FV theo bảng 6.17 [1]. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM
3 14. Xác định ứng suất tính toán σ H trên vùng ăn khớp theo công thức bên dưới và so sánh với giá trị cho phép. 2T1 K H u 2 + 1 σ H = Z M Z H Zε 2 ≤ [σ H ] 0,85bd m1u với [σ H ] xác định theo công thức đầy đủ tương tự như tính toán bánh răng trụ. Cho phép quá tải đến 5%. Nếu điều kiện bền tiếp xúc không thỏa thì ta tăng chiều rộng vành răng b. Nếu tiếp tục không thỏa ta chọn lại vật liệu có độ bền cao hơn và tính toán lại 15. Xác định số răng zv1 và zv 2 tương đương theo công thức: z1 z2 zv1 = ; zv 2 = cos δ1 cos δ 2 13, 2 27, 9 x Sau đó sử dụng công thức YF = 3, 47 + − + 0, 092 x 2 tính các hệ số YF 1 và YF 2 zv zv và xác định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số [σ F ] / YF . Tính toán tiến hành theo răng có độ bền thấp hơn. 16. Tính toán giá trị ứng suất uốn tại chân răng theo công thức: YF Ft K F σF = ≤ [σ F ] 0,85bw mm trong đó: K F = K Fv K F β - hệ số tải trọng tính; mm - môđun chia trung bình. Nếu giá trị tính toán nhỏ hơn nhiều so với [σ F ] thì bình thường, vì khi thiết kế theo độ bền tiếp xúc thì theo độ bền uốn dư bền rất nhiều. Nếu điều kiện bền uốn không thỏa thì ta tăng môđun me và tương ứng giảm số răng z1 , z2 và tiến hành tính toán kiểm nghiệm lại. Nếu tính toán thiết kế theo độ bền uốn ta tính theo trình tự: 5. Chọn số răng bánh dẫn z1 ≥ 17 và xác định số răng z2 . 6. Xác định lại chính xác tỷ số truyền u và xác định các góc mặt côn chia δ1 và δ 2 theo công thức: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM
4 1 1 δ1 = arctg   , hoặc u = = cotgδ1 u   tgδ 1 7. Xác định số răng tương đương zv1 và zv 2 theo công thức: z1 z2 zv1 = ; zv 2 = cos δ1 cos δ 2 13, 2 27, 9 x Sau đó sử dụng công thức YF = 3, 47 + − + 0, 092 x 2 tính các hệ số YF 1 và YF 2 zv zv và xác định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số [σ F ] / YF . Tính toán tiến hành theo răng có độ bền thấp hơn. 8. Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψ bd theo bảng 6.16 hoặc hệ số ψ be = 0, 285 . Tính hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng K F β theo công thức: K F β = 1 + ( K H β − 1)1, 5 9. Xác định môđun me theo độ bền uốn bằng công thức: 2T1 K F YF 1 me = 3 0,85ψ bd z1 [σ F ] (1 − 0,5ψ be )2 10. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng. Các giá trị đường kính tính chính xác đến 0,01mm. 11. Tính vận tốc vòng trung bình v theo đường kính vòng chia trung bình d m và chọn cấp chính xác bộ truyền theo bảng 6.3 [1]. 12. Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền. 13. Chọn hệ số tải trọng động K FV theo bảng 6.17 [1]. 14. Tính toán giá trị ứng suất uốn tại chân răng theo công thức: YF Ft K F σF = ≤ [σ F ] 0,85bw mm với [σ F ] xác định theo công thức đầy đủ tương tự như tính toán bánh răng trụ. Cho phép quá tải đến 5%. Không cần kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc. Nếu điều kiện bền uốn không thỏa thì ta tăng môđun răng m, hoặc thay đổi vật liệu hoặc phương pháp nhiệt luyện và tính toán lại. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM
5 PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc “Cơ sở thiết kế máy” NXB ĐHQG TP HCM