Title | ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY VŨ HỮU CÔNG 20. chi tiết máy đồ án 1. |
---|---|
Author | Công Hữu |
Course | Đồ án thiết kế |
Institution | Trường Đại học Bách khoa Hà Nội |
Pages | 53 |
File Size | 1.5 MB |
File Type | |
Total Downloads | 338 |
Total Views | 607 |
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYTHIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIThông số đầu vào : Lực kéo băng tải F = 2420 N Vận tốc băng tải v = 0,81 m/s Đường kính tang D = 210 mm Thời hạn phục vụ Lh= 18000 giờ Số ca làm việc: Số ca = 1 ca Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: α=90 (độ) Đặc tính làm việc: Va đập ...
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Thông số đầu vào : 1. Lực kéo băng tải
F = 2420 N
2. Vận tốc băng tải
v = 0,81 m/s
3. Đư$ng k%nh tang
D = 210 mm
4. Th$i hạn phục vụ
Lh= 18000 gi$
5. Số ca làm việc:
Số ca = 1 ca
6. Góc nghiêng đư$ng nối tâm của bộ truyền ngoài: α=90 (độ) 7. Đặc t%nh làm việc: Va đập vừa
PHẦN 1. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 1.1. Chọn động cơ điện. 1.1.1. Xác định công suất của động cơ điện - Công suất trục công tác: Pct =
F.v 1000
- Trong đó :
F là lực kéo băng tải v
Pct =
là vận tốc băng tải
2420.0,81 =1,96 ( kW ) 1000
1.1.2. Xác định hiệu suất hệ dẫn động η= ηk .η ol2 . ηbr . ηđ
Tra bảng 2.3, tr19.TTTKHDĐCK-T1,ta có: Hiệu suất bộ truyền khớp nối trục: ηk =0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn: ηol =0,99 Hiệu suất bộ truyền bánh răng: ηbr =0,98
Hiệu suất bộ truyền đai: ηđ =0,96 Do vậy:
η=0,99. (0,99 ) 2 .0,98 .0,96=0,913
1.1.3. Công suất cần thiết trên trục động cơ P yc =
Pct 1,96 = =2,15(kW ); η 0,913
1.1.4. Số vòng quay trên trục công tác Với hệ dẫn động băng tải: nct =
60000. v = 60000.0,81 =73,67 (vg / ph) π .210 π.D
1.1.5. Chọn tỉ số truyền sơ bộ: ubr : Tỉ số truyền động sơ bộ bánh răng hộp giảm tốc 1 cấp, Chọn uđt : Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai thang, chọn
ubr =4
uđt =2,8
1.1.6. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb =nct . u sb ¿>u sb =2,8. 4 =11,2
=> nsb =nct . u sb =73,67 .11,2 =825,10 ( vg / ph ) 1.1.7. Chọn động cơ: - Dựa vào bảng phụ lục p1.1, p1.2, p1.3 (Sách TTTKHDĐCK-Tập 1) và bảng Catalog của công ty cổ phần chế tạo Điện Cơ Hà Nội(HEM): Động cơ được chọn phải thỏa mãn : Pđc ¿ Pyc với Pyc = 2,15 (kW) nđc
¿
nsb với nsb = 825,10 (vg/ph)
- Vậy ta chọn động cơ 4A100L6Y3 với các thông số như sau:
Công suất động cơ:
Pđc =2,2(kW )
Số vòng quay thực tế:
nđc =950 (vg / ph )
Hệ số quá tải: Khối lượng: Đường kính trục:
m=42(kg) d đc =28(mm)
1.2. Phân phối tỉ số truyền. - Xác định tỉ số truyền toàn bộ (uc) của hệ dẫn động uc =
ndc nct
=
:
950 =12,90 73,67
- Phân phối tỉ số truyền (uc )của hệ dẫn động : uđ: tỉ số truyền của bộ truyền đai (tra bảng 2.4) chọn uđ =3,15 ¿>u br =
uc 12,90 = =4,10 uđ 3,15
1.3. Xác định các thông số trên các trục. 1.3.1. Số vòng quay trên các trục: Vận tốc trên trục động cơ: Vận tốc trên trục 1:
nđc = 950 (vg/ph) n1=
nđc 950 =301,59 = uđ 3,15
(vg/ph)
n
1 301,59 =73,56 (vg/ph) Vận tốc trên trục 2 : n2= u = br
4,10
n
2 Vận tốc trên trục công tác : nct = u = k
73,56 =73,56 1
1.3.2. Công suất các trục : - Dựa vào công suất công tác: Pct = 1,96(kW);
(vg/ph)
- Công suất trên trục II: - Công suất trên trục I :
P2 =
P ct 1,96 = =1,98(kW ) ηk 0,99
P1=
P2 1,98 = =2,04( k W ) η0 l ∙ ηbr 0,99 ∙0,98
P
2,04 1 - Công suất trên trục động cơ : Pđc = η . η = 0,99 0,96 =2,15 (kW) 0l đ
1.3.3. Mô men xoắn : Momen xoắn trên trục động cơ: T đc=9,55.10 ∙ 6
Pđc 6 2,15 =9,55.10 ∙ =21613 950 nđc
(N.mm)
Momen xoắn trên trục I: T 1 =9,55.10 ∙ 6
P1 2,04 6 =64598 =9,55. 10 ∙ n1 301,59
(N.mm)
Momen xoắn trên trục II: T 2 =9,55.10 ∙ 6
P2 6 1,98 =9,55. 10 ∙ =257055 (N.mm) 73,56 n2
Momen xoắn trên trục công tác: T ct =9,55.10 6 ∙
Pct 1,96 =254459 (N.mm) =9,55. 106 ∙ 73,56 nct
Kiểm tra: α=1,23. ( ubr +1) .
√ 3
√
T1 3 64598 =157,26 °>120 ° =1,23.( 4,10 + 1 ) . 4,10 ubr
=> Đạt yêu cầu Bảng 1: Thông số động học
Trục T.số
Động cơ
I (trục vào)
II (trục ra)
TST
uđt= 3,15
P (kW)
2,15
2,04
1,98
1,96
n (vg/ph)
950
301,59
73,56
73,56
T (N.mm)
21613
ubr = 4,10
Trục công tác
64598
uk = 1
257055
254459
PHẦẦN 2: TÍNH TOÁN CÁC B ỘTRUYỀẦN 2.1. B ộtruyềền đai Các thông sôố yều cầều: - Công suầốt trền trục chủ động: P1= Pđc =2,15(kW ) - Mô men xoắốn trền trục chủ động: T 1 =T đc =21613(N . mm) - Sôố vòng quay trền trục chủ động: n1= nđc =950( vg / ph ) - T sôốỉ truyềền b ộtruyềền đai:u=u đt =3,15 - Góc nghiềng b ộtruyềền ngoài: @=90 ° 2.1.1. Ch ọn lo ại đai và tiềốt diện đai. Chọn đai thang thường. Tra đôề thị 4.1[1]( trang 59) v ới các thông sôố:P = 2,15 (kW) và n1 = 950 (vg/ ph) ta chọn tiềốt diện đai: A 2.1.2. Chọn đường kính hai bánh đai:
d1 và d 2
Tra bả ng 4.13[1](trang 59) được giới hạn đường kính đai nhỏ d1: 100–200 (mm). Theo tiều chu nẩ trong b ng ả 4.21[1](trang 63) phầền chú thích chọn d 1=125 (mm)
Ki m ể tra vềề vận tôốc đai: v=
π . d1 . n 60 000
Xác định
=
d2
π .125 .950 =6,22 60 000
(m/s)< v m ax =2 5 (m/s) thỏa mãn.
: d 2=u . d 1 . ( 1−ε)=3,15.125 . ( 1−0,02 ) =385,88( mm )
: H ệ sôố tr ượt, với
ε =0,01÷ 0,02 Chọn
ε =0,02
Tra b ng ả 4.21[1](trang 63) phầền chú thích chọn : d2 = 400 (mm) T ỷsôố truyềền thực: ut =
d2 400 =¿ = d 1 . ( 1−ε ) 125. ( 1−0,02 )
| |
Sai l ch ệ t ỷsôố truyềền : Δ u=
|
3,265
|
ut −u 3,265− 3,15 .100 %= .100 %=3,65 %< 4 % 3,15 u
Thỏa mãn.
2.1.3. Xác định kho ảng cách tr ục a. a
Dựa vào ut = 3,265 Tra bảng 4.14[1](trang 60). Ta chọn d =0,92 2 Vậy : a sb =d 2=400.0,92=368( mm ) d 1 +d 2 ( d 2−d 1 ) + 2 4. a sb
2
Chiềều dài đai : L=2. a sb +π .
2
L=2.368+π .
125 + 400 + ( 400 −125 ) =1612,04 ( mm ) 4.368 2
Dựa vào bảng 4.13[1](trang 59) ch ọn L theo tiều chu ẩn :Chọn L = 1700(mm) 6,22
( 1)
(1 )
v Sôố vòng ch ạy c ủa đai trong l (s) là i= L = 1,7 =3,66 s 120 a 414,89
Thỏa mãn.
2.1.4. Tính sôố đai Z. Sôố đai Z đượ c tnh theo công thức:
Z=
P1 . k d
[ P0 ] . Cα .C L .C u .C z
P1: Công suầốt trền bánh đai chủ động .
P0 :Công suầốt cho phép.Tra b ảng 4.19[1](trang 62) theo tiềốt di ện đai A, d1=125 (mm) và v =¿ 6,22 (m/s) Ta có:
P1= 2,15 (kW)
{
¿ P0 =1,38 ( kW ) ¿ L0 =1700 (mm )
k d :H ệ sôố tải trọng động.Tra bảng 4.7[1](trang 55) ta đ ược C∝ :H ệ sôố ảnh h ưởng c ủa góc ôm.
Tra bảng 4.15[1](trang 61)với α 1=142,22° ta được: C α =0,90
CL :H ệsôố nh ả h ưở ng c aủ chiềều dài đai.
L Tra b ảng 4.16[1](trang 61) với L =1 ta được: C L =1 0
Cu :H ệsôố nh ả h ưở ng c aủ t ỷsôố truyềền.
Tra bảng 4.17[1](trang 61) với ut =3,265 ta được : Cu =1,14
k d =1
C z :H ệsôố k ểđềốn s ựphần bôố không đềều t ải tr ọng gi ữa các dầy đai. P
2,15 ' 1 Tra bảng 4.18[1](trang 61) theo Z = P = 1,38 =¿ 1,56 ta được: Cz=0,95 [ 0] P .k
2,15.1 1 d Vậy: Z = P . C .C .C .C = 1,38 .0,90.1 .1,14 .0,95 =¿ 1,60 Lầốy Z = 2 [ 0] α L u z
2.1.5. Các thông sôố cơ bản của bánh đai. Chiềều rộng bánh đai
B = (Z-1).t+2.e
Tra bảng 4.21[1](trang 63) ta được :
Vậ y
{
¿ h0=3,3( mm ) ¿ t=15 ( mm) ¿ e=10 ( mm ) ¿ H =12,5( mm ) ¿ φ=36 °
B=( Z−1 ) .t +2. e=( 2−1 ).15 + 2.10=35 ( mm )
Góc chềm c ủa mổi rãnh đai: φ=36 ° Đường kính ngoài của bánh đai: d a 1=d 1 +2. h0=125 + 2.3,3=131,6( mm ) d a 2=d 2 +2. h0=400 + 2.3,3 =406,6( mm )
Đường kính đáy bánh đai: d f 1 =d a 1−H =131,6−12,5 =119,1( mm) d f 2=d a 2−H =406,6−12,5=394,1 (mm )
2.1.6. Xác đ nh ị l ự c cắng ban đầều và l ực tác dụng lền trục. L ự c cắng ban đầều: F0 =
780. P1 . k d + Fv v.Cα.Z
Fv qm .v2 B truyềền ộ đ nh ị kì điềều ch ỉnh l ực cắng tra :
q m - khôối lượng 1(m) đai
tra b ảng 4.22[1](trang 64) v ới tiềốt di ện đai A ta được q m =0,105 (kg/m) Nền F v=q m . v2 =0,105. (6,22 )2 =4,06(N ) 780. P . k
780.2,15 .1 1 d Do đó: F0 = v . C . Z + F v = 6,22.0,91 .2 + 4,06=152,20 ( N ) α
L ực tác dụng lền trục bánh đai: Fr =2. F0 . Z . sin
=576,01 (N ) ( α2 )=2.152,20.2 . sin (142,22° 2 ) 1
2.1.7. T ng ổ kềốt các thông sôố c aủ b ộtruyềền đai:
Bảng yyy. Thông số của bộ truyền đai thang Tiết diện đai Số đai Chiều dài đai (mm) Khoảng cách trục (mm) Đư$ng k%nh bánh đai nhỏ (mm) Đư$ng k%nh bánh đai lớn (mm) Chiều rộng bánh đai (mm) Tỷ số truyền thực Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu Góc nghiêng đư$ng nối hai tâm bánh đai Lực căng ban đầu đối với 1 nhánh đai (N) Lực tác dụng lên trục (N)
A 2 L = 1700 a =414,89 d1=125 d2=400 B = 35 3,265 3,65% 90o Fo=152,20 Fr=576,01
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG T%nh toán bộ truyền bánh răng trụ răng thRng Thông số đầu vào: P=PI= 2.04 (KW) T1=TI= 64598 (N.mm) n1=nI= 301,59 (v/ph) u=ubr=4,1 Lh=18000 (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh răng B
6.1 [1] 92 , ta chọn:
Tra bảng Vật liệu bánh răng lớn: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB :192 240 Ta chọn HB2=230 Giới hạn bền σb2=750 (MPa) Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh răng nhỏ: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 240 Giới hạn bền σb1=750 (MPa) Giới hạn chảy σch1=450 (MPa) 3.2 Xác định ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 0H lim [ ] Z R Z v K xH K HL H SH 0 [ ] F lim Y Y K K F R S xF FL SF , trong đó:
Chọn sơ bộ: Z R Z v K xH 1 YR YS KxF 1
SH, SF – Hệ số an toàn khi t%nh toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng
B
6.2 [1] 94 với:
Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 H0 lim , F0 lim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở: 0H lim 2 HB 70 0 F lim 1,8HB
Bánh chủ động: Bánh bị động: tải
{
{
¿σ ¿σ
=> =2 HB1 +70=2.240 + 70=550 (MPa) =1,8 HB1 =1,8.240= 432 (MPa)
0 H lim 1 0 F lim 1
¿ σ H lim 2=2 HB 2 +70= 2.230 + 70=530 ( MPa) 0 ¿ σ F lim 2=1,8 HB 2=1,8.230 =414 (MPa) 0
KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của th$i gian phục vụ và chế độ trọng của bộ truyền: K HL mH m K FL F
N H0 N HE N F0 N FE
, trong đó: mH, m F – Bậc của đư$ng cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB mH = 6 và mF = 6 NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
{
2,4 6 N H 01 =30 H2,4 HB1=30.240 =15,47 .10 2,4 6 N H 02 =30 H2,4 HB2=30.230 =13,97 .10 N F 01= N F 02 =4.106
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng của bánh răng t∑ – tổng số th$i gian làm việc của bánh răng NHE1 = NFE1 = 60c.n1. t Σ = 60.1.301,59.18000 = 325,72.106 NHE2 = NFE2 = 60c.n2. t Σ = 60.1.73,56.18000 = 79,44.106
Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1 NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1 NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1 NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1 Do vậy ta có: σ0H lim 1 550 .1.1 =500 (MPa) ¿ [σ H 1 ] sb = Z R Z v K xH K HL 1= 1,1 SH σ 0H lim 2 530 ¿ [ σ H 2 ] sb = Z R Z v K xH K HL2 = .1.1= 481,82 (MPa) SH 1,1
{
0
σ 432 .1 .1=246,86(MPa) ¿ [ σ F 1] sb = F lim 1 Z R Z S K xF K FL1= 1,75 SF 0 σ F lim 2 414 Z R Z S K xF K FL2= .1 .1=236,57(MPa) ¿ [ σ F 2] sb = 1,75 SF
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thRng => H => [ σ H ]=481,82 (MPa) b. Ứng suất cho phép khi quá tải ¿ [ σ H ]m ax=2,8. m ax (σ ch 1 , σ ch 2 )=2,8.450=1260(MPa)
{
min( H 1 ; H 2 )
¿ [ σ F 1 ] m ax =0,8. σ ch1=0,8.450=360 (MPa) ¿ [ σ F 2 ] m ax =0,8. σ ch2=0,8.450= 360 (MPa)
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w K a u 1 . 3
T1 .K H [ H ] 2.u.ba
, với: Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng B
6.5 1 96
=> Ka= 49,5 MPa1/3. T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 64598 (N.mm) [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 481,82(MPa) u – Tỷ số truyền: u = 4,1 ba , bd – Hệ số chiều rộng vành răng: 6.6 1 Tra bảng 97 với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được ba 0,3 ψ bd =0,5. ψ ba (u+1)=0,5.0,3.(4,1+1)=0,765 B
KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi t%nh về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng đồ bố tr% là sơ đồ 6 ta được:
B
6.7 [1] 98 với
bd = 0,765 và sơ
K H 1, 03 K F 1, 07
Do vậy:
√
a w=K a ( u± 1 ) 3
T 1 K Hβ
[ σ H]sb
2
u . ψ ba
√
= 49,5. ( 4,1 + 1 ) 3
64598 .1,03 =155,3(mm) 2 481,82 .4,1.0,3
Chọn aw = 155(mm) 3.4 Xác định các thông số ăn khớp a. Mô đun pháp m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).155 = 1,55÷3,10 (mm) B
6.8 [1] 99 chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2,5 (mm).
Tra bảng b. Xác định số răng Ta có: z 1=
2 aw 2.155 = 2,5. ( 4,1 +1) m(u+ 1)
=24,3 chọn Z1=24
Z2= u.Z1= 4,1.24= 98,4 chọn z 2=99 Z
99 2 Tỷ số truyền thực tế: ut = Z = =4,125
24 u t−u 4,125 −4,1 = =0,61% Sai lệch tỷ số truyền: ∆ u= u 4,1 1
| ||
mãn. c. Xác định lại khoảng cách trục chia m(Z 2+Z 1) 2,5 (24 + 99 ) = =153,75 2 2 Chọn a w =155(mm) a❑ d. Xác định hê • số dịch chỉnh. Hê • số dịch tâm a w=
|
< 4 % thỏa
Z 1+¿ Z 155 24 + 99 = =0,5 − 2 2 2,5 a y= w −¿ m 1000 y 1000.0,5 =4,07 ky= = 24+99 Z 1+ Z 2 2
Tra bảng 6.10a-101 ta có k x =0,122 k x (Z1 + Z 2) =0,015 1000 x t= y +∆ y=0,5 + 0,015=0,515 (Z −Z ) y ( 99−24 ) .0,5 1 1 x 1= . xt − 2 1 = . 0,515− =0,105 99 + 24 Z 2 + z1 2 2 x 2= x t−x 1=0,515 −0,105=0,410 e. Xác định góc ăn khớp ∆ y=
[
] [
α t=α tw =arccos
(
(Z 2+ Z 1 ) .m . cosα 2 aw
]
)
=arccos ( 0,932)=21,23 0
0
Với a 20
3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 4,125 Đư$ng k%nh vòng lăn của cặp bánh răng:
{
2 aw 2.155 =60( mm) = u t +1 4,125+1 ¿ d w 2=2 aw − d w1 =2.155−60 =250(mm) ¿ d w1 =
Vận tốc trung bình của bánh răng: v =
π d w 1 . n1 π .60 .301,59 =¿ = 60000 60000
0,947
(m/s)
B
cấp
6.13 [1] 106 với bánh răng trụ răng thRng và v = 0,947 (m/s) ta được
Tra bảng ch%nh xác của bộ truyền là: CCX= 9 Tra phụ lục
PL
2.3 [1] 250 với:
CCX= 9
HB < 350 Răng thRng V =0,947 (m/s) Nội suy tuyến t%nh ta được:
{
K Hv =1,05 K Fv =1,13
K H 1, 03 K 1, 07 Hệ số tập trung tải trọng: F
KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi t%nh về ứng suất tiếp xúc, uốn. Tra bảng 6.14[1](trang 107) với
{
(m/s) {¿ v=0,947 ¿ CCX=9
được
¿ K Hα =1 ¿ K Fα =1,37
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc H Z M ZH Z [ H ]
2T1K H ut 1 [ H ] 2 bw .ut .d w1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ σ H ]= [ σ H ]sb Z R Z v K xH =481,82.0,95.1.1=457,73 (Mpa)
=>
ZM – Hệ số kể đến cơ t%nh vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng ZM = 274 MPa1/3 ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
B
6.5 [1] 96
2 2 sin(¿ 2 tw) = sin (¿ 2.21,23 ) = 1,72 Z H =√ ¿ √¿
Z
– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα εα – Hệ số trùng khớp ngang:
=
[
1,88 −3,2
(Z1 + Z1 )] = [1,88−3,2 (241 + 991 )]=1,71 1
2
Zε=
√
4−ε α = 4−1,71 =0,87 3 3
√
KH – Hệ số tải trọng khi t%nh về tiếp xúc:
K H = K H α K Hβ K Hv =1.1,03 .1,05=1,08
bw – chiều rộng vành răng:
b w = baa w = 0,3.155 = 46,5 (mm)
→=47(mm )
Thay vào ta được: 2 T 1 . K H( ut +1 )
σ H =Z M . Z H . Z ε
√
bw . ut . d2w 1
σ H =274. 1,72.0,87
√
2.64598 .1,08.( 4,125+ 1 ) =415,02(MPa) 47 .4,125 . 602
Ki ểm tra: |457,73− 415,02| [ σ H ]−σ H .100 %=9,3 % Thoả mãn b. Kiểm nghiệm độ bền uốn 2.T1. KF .Y Y YF1 [ F 1 ] F 1 b .d .m w w1 F1 .Y F 2 [ ] F2 F 2 YF 1 [ F1 ],[ F2 ]
- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
{[[
σ F 1 ]= [ σ F 1 ]. Y R . Y S . k xF =246,86.1.1,02 .1=251,89(MPa) σ F 2 ]= [ σ F 2 ]. Y R . Y S . k xF =236,57.1.1,02 .1=241,30(MPa)
KF – Hệ số tải trọng khi t%nh về uốn
K F K F K F K Fv =1,37.1,07.1,14=1,67
Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Y ε=
1 1 =0,585 = ε α 1,71
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y 1 YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2: B
6.18 1 109 với:
Tra bảng Zv1 =24 Zv2 = 99 x1 = 0,105 x2 =0,410 Ta được:
{
Y F 1 =3,80 Y F 2 =3,53
Thay vào ta có: F1
F2 =
2T1K FYYYF 1 2.64598 .1,67 .0,585 .1.3,80 b wd w1m 47.60 .2,5 = =68,03 < σF 1Y F2 Y F1
=
68,03.3,53 =¿ 3,80
63,20 <
F1 = 251,89 (MPa)
F 2 = 241,30 (MPa)
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng Đường kính vòng chia:
{
¿ d 1=m z 1=2,5.24 =60 (mm) ¿ d 2=m z 2=2,5.99 =247,5 (mm)
Kho ảng cách tr ục chia:
a 0,5(d1 d2 ) = 0,5 (60+247,5) = 153,75(mm) Đường kính đỉnh rắng:
{
¿ d a 1=d 1 +2(1+x 1−∆ y )m=60 + 2. (1+ 0,105 −0,015) 2,5 =65,5 (mm) ¿ d a 2=d 2 +2 (1 +x 2−∆ y )m=247,5 + 2. (1+ 0,410 −0,015 )2,5 =254,5 (mm)
Đường kính đáy rắng:
{
¿ d f 1=d1 −(2,5−2 x 1 )m=60−(2,5−2.0,105).2,5=54,28(mm) ¿ d f 2=d 2−(2,5−2 x 2 )m=247,5−(2,5−2.0,410).2,5=243,3(mm)
Đường kính vòng cơ sở:
{
¿ d b 1=d 1 c os α =60. c os 20=56,38 (mm) ¿ d b 2=d 2 cos α =247,5. c os 20 =232,57 (mm)
Góc profin gôốc
20
Lực vòng: Ft1 = Ft2 =
2. T 1 2.64598 = 60 dw 1
= 2153,3(N)
L ực hướng tầm: Fr1= Fr2= Ft1 tan(atw) =2153,3.tan(21,23)= 836,5 (N) L ực dọc trục: Fa1= Fa2 = 0 3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh rang Bảng yyy. Thông số ...