Thiết kế bộ truyền hớ, bánh răng trụ - thẳng Do đặc điểm dẫn động của cơ cấu là dẫn động một phía bằng cả hai bánh sẽ truyền động cho hai bánh còn lại, nên khi thiết kế ta chỉ cần tính toán cho một bánh chủ động là đủ. Từ tỷ số truyền vừa tính được ta tíến hành thiết kế cặp bánh răng trụ thẳng, một cấp. Các thông số tính được là: số vòng quay, mômen xoắn và công suất trên trục của cặp bánh răng trụ thẳng được ghi trên bảng sau: Trục Thông số...
Nội dung Text: luận văn thiết kế cầu trục, chương 12
Chương 12: Xác định tỷ số truyền bộ
truyền hở
Số vòng yêu cầu của bánh xe để đảm bảo vận tốc di chuyển xe
con.
Vx 20
nbx = 50 v/ph
Dbx 0,130
Tỷ số truyền cần có đối với bộ truyền hở .
nhs 150
inh = 3
nbx 50
2.2.2.4. Thiết kế bộ truyền hớ, bánh răng trụ - thẳng
Do đặc điểm dẫn động của cơ cấu là dẫn động một phía bằng
cả hai bánh sẽ truyền động cho hai bánh còn lại, nên khi thiết kế ta
chỉ cần tính toán cho một bánh chủ động là đủ.
Từ tỷ số truyền vừa tính được ta tíến hành thiết kế cặp bánh
răng trụ thẳng, một cấp. Các thông số tính được là: số vòng quay,
mômen xoắn và công suất trên trục của cặp bánh răng trụ thẳng
được ghi trên bảng sau:
Trục
I II
Thông số
i 3
n (v/ph) 150 50
N (kW) 0,3 0,288
M (N.mm) 28650 82512
a. Chọn vật liệu và phương pháp chế tạo
Đặc điểm của bộ truyền hở bánh răng trụ thẳng là chịu tải lớn,
vì vậy đòi hỏi vật liệu chế tạo phải có cơ tính cao.Tuy nhiên chọn
vật liệu phải tính đến giá thành sản xuất và khả năng công nghệ
cho phép. Căn cứ vào những yêu cầu trên ta chọn loại vật liệu cho
cặp bánh răng thiết kế như sau:
- Đối với bánh răng nhỏ, chọn thép C50 thường hóa có độ
cứng HB = 220, b = 620 N/mm2, ch = 320 N/mm2, đường kính
phôi nhỏ hơn 100mm.
- Đối với bánh răng lớn, chọn thép C45 thường hóa, có độ
cứng HB = 190, b = 580 N/mm2, ch = 320 N/mm2, đường kính
phôi 100 300 mm.
b. Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
tx 2,5.HB.K N
Trong đó: KN – hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
N0
KN = 6
N td
Với: N0 =106 - 107 số chu kỳ của đường cong mỏi tiếp xúc, ta
chọn: N0 = 107.
Ntd – số chu kỳ ứng suất tương đương.
N1 = 60 n1Tu = 60.100.10573.1 = 6,34.107 > 107
N2 = 60 n2Tu = 60.50.10573.1 = 3,17.107 > 107
Cho nên KN1 = KN2 = KN = 1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là:
2
tx1 2,5.220.1 550 N/mm
tx 2 2,5.190.1 475 N/mm2
- Ứng suất uốn cho phép:
u 1,4 1,6. 1 .K N
'
n.K
Trong đó: 1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng có thể
xác định theo công thức:
1 = (0,45 0,5) b
n = 1,1 – hệ số an toàn.
K = 1,8 – hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.
N0
KN m
'
- hệ số chu kỳ ứng suất uốn.
N td
Với: m = 6 – bậc đường cong mỏi uốn.
N0 = 5.106 – số chu kỳ cơ sớ của đường cong mỏi
uốn.
5.10 6
K N1 6
'
0,65
6,34.10 7
5.10 6
K N2 6
'
0,73
3,17.10 7
Vậy: u1 1,5.0,45.620.0,65 137 N/mm2
1,1.1,8
u 2 1,5.0,45.580.0,73 144 N/mm2
1,1.1,8
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Bánh nhỏ: H 1 max 2,5 tx1 2,5.550 1373 N/mm2
2
Bánh lớn: H 2 max 2,5 tx 2 2,5.478 1195 N/mm
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Bánh nhỏ: F 1 max 2,2.HB 2,2.220 484 N/mm2
Bánh lớn: F 1 max 2,2.HB 2,2.190 418 N/mm2
c. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng Ksb, hệ số chiều rộng m và số
răng Z
Giá trị Ksb có thể chọn sơ bộ trong khoảng 1,2 1,6. Khi chọn
chú ý khả năng chạy mòn của vật liệu chế tạo, cách bố trí bộ truyền
và môi trường làm việc của bộ truyền.
Giá trị hệ số m = b/m = 12 được chọn theo bảng 40 –
TKCTM.
Số răng Z được chọn theo kinh nghiệm thỏa mãn điều kiện:
Z1 > Z1min =17 răng, chọn Z1 = 25 răng
Z2 = inh.Z1 = 3.25 = 75 răng
d. Xác định môđun ăn khớp theo sức bền tiếp xúc và khoảng
cách trục.
- Sơ bộ tính đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo công
thức:
19,1.10 6.K .N
m sb 3
y.z.n. m u
Trong đó: K = 1,5 – hệ số quá tải.
N = 0,3 – công suất động cơ.
y = 0,429 – hệ số dạng răng, xác định theo (bảng 36)
dựa vào số răng
tương đương.
u = 137 N/mm2 - ứng suất uốn cho phép.
n = 150 – số vòng quay của động cơ.
19,1.10 6.1,5.0,3
Vậy: m sb 3 1,48
0,429.25.150.12.137
Theo tiêu chuẩn ta chọn msb = 2.
Tính khoảng cách trục A, sơ bộ
msb Z1 Z 2 2.25 75
Asb = 100 mm
2 2
e. Chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng
Để chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng ta cần xác định vận
tốc vòng của răng
.n1 .d1 2 . A.n1 2 .50.150
V= 0,2 m/s
6.10 4
6.10 i 1 6.10 4 (3 1)
4
Theo giá trị vận tốc vòng đã tính chọn cấp chính xác chế tạo
bánh răng là cấp 9, theo bảng (10-1-CTM).
f. Xác định chính xác khoảng cách trục A
Hệ số tải trọng được xác định theo công thức:
K = Ktt.Kđ
Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng.
K tt 1
'
K tt
2
Với K tt 1 ,
'
tra theo (bảng 32) ứng
với A i 1 0.2. 3 1 0,4
2 2
11
Vậy: K tt 1
2
Suy ra: K = 1.1,1 = 1,1
Với Kđ = 1,1- Hệ số tải trọng động tra (bảng 33 -
TKCTM).
Ta thấy: K # Ktt hơn 5% do đó ta phải đi xác định lại khoảng
cách trục A theo công thức:
K 1,1
A Asb 3 100.3 97 mm
K sb 1,2
K 1,1
Ta xác định lại giá trị, m m sb 3 2.3 1,94
K sb 1,2
Vì m < msb nên ta không cần tính lại.
g. Kiểm nghiệm răng theo quá tải đột ngột
Để bộ truyền có khả năng chịu quá tải trong thời gian ngắn cần
kiểm tra bộ truyền quá tải theo điều kiên :
F u .K qt F max
H tx . K qt H max
Trong đó: u - ứng suất uốn theo tải trọng danh nghĩa
19,1.10 6.K .N
u u
y.m 2 .z.b.n
Với : K = 1,5 – hệ số quá tải.
N – công suất của động cơ trên trục tương ứng.
y = 0,429 – hệ số biên dạng răng, xác định dựa vào số
răng.
z – số răng tương ứng trên mỗi bánh.
n – số vòng quay trên mỗi trục.
b = A . A = 0,2.97 = 19,4 mm, chiều rộng bánh răng.
m =2 – mô đun ăn khớp.
19,1.10 6.1,5.0,3 2
Vậy: u1 2
68,84 N/mm
0,429.2 .25.19,4.150
19,1.10 6.1,5.0,288
u2 56,59 N/mm2
0,501.2 2.75.19,4.50
Ta thấy: u1 u1 , u 2 u 2 Thỏa mãn yêu cầu.
Tương tự ta cũng tính được giá trị ứng suất tiếp xúc theo công
thức:
tx
1,05.10 6 i 13 K .N
1,05.10 6 3 13 .1,5.0,288 2
609 N/mm
A.i b.n 2 97.3 19,4.50
Với Kqt = 2,4 – hệ số quá tải của hệ thống, ta tính được các
ứng suất uốn quá tải tương ứng là:
F 1 68,84.2,4 165,288 N / mm 2 F 1 max
F 2 56,59.2,4 135,816 N / mm 2 F 2 max
H 609. 2,4 943,46 N / mm 2 H max
Kết quả tính toán đều thỏa mãn.
h. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
- Khoảng cách trục A = 97mm
- Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5
mm
- Độ hở hướng tâm C = 0,25.m = 0,25.2 = 0,5
mm
- Đường kính vòng chia dc1= m.Z1 = 2.25 = 50 mm
dc2= m.Z2 = 2.75 = 150 mm
- Đường kính vòng lăn d1= dc1; d2 = dc2
- Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2m = 50 + 2.2 =
54 mm
De2 = dc2 + 2m = 150 + 2.2 =
154 mm
- Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2m - 2C = 45 mm
Di2 = dc2 - 2m - 2C = 145
mm
Để thuận tiên cho việc lắp ráp ta có thể chế tạo bánh răng gắn
liền với bánh xe của cơ cấu di chuyển (hình 2-11).
i. Tính lực
Lực tác dụng trong trong bộ truyền bánh răng được xác định
theo hai thành phần:
2.M x 2.28650
- Lực vòng P 1 = P1 = 1432 N
d 40
- Lực hướng tâm Pr1 = Pr2 = P.tg = 1432.tg200 =
521N
Thêm vào BST
Báo xấu
Download
Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ
