Bộ Truyền Bánh Răng - Tài Liệu Text - 123doc

Tải bản đầy đủ (.pdf) (19 trang)

1. Trang chủ
>>
2. Kỹ Thuật - Công Nghệ
>>
3. Cơ khí - Chế tạo máy

bộ truyền bánh răng

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.38 MB, 19 trang )

Bài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngChương 4BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG4.1. KHÁI NIỆM CHUNG4.1.1. Nguyên lý làm việcBộ truyền bánh răng là cơ cấu có khớp loại cao dùng để truyền chuyển động giữa các trụcvới một tỉ số truyền xác đònh nhờ sự ăn khớp trực tiếp giữa các khâu có răng (được gọi là bánhrăng). Bộ truyền bánh răng có thể truyền chuyển động quay giữa hai trục song song, giao nhau,chéo nhau hay biến chuyển động quay thành chuyển động tònh tiến hoặc ngược lại.4.1.2. Phân loạia)b)e)d)f)c)g)h)Hình 4.1. Các loại bộ truyền bánh răng chủ yếuBm. Thiết kế máy-44-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng- Vò trí giữa hai trục- Sự ăn khớp- Hình dạng của BRPhân loại theo- Cách bố trí răng trên BR- Biên dạng răng- Phương diện khác của hìnhdạng BRBộ truyền BR phẳng (hình a, b, c)Bộ truyền BR không gian (hình d, e, g)Bộ truyền BR ăn khớp ngoài (hình a, c, d, ...)Bộ truyền BR ăn khớp trong (hình b)Bộ truyền BR trụ (hình a, b, ...)Bộ truyền BR nón (hình d)Bộ truyền BR thẳng (hình a, b, c, d, ...)Bộ truyền BR nghiêng (hình e, g)Bộ truyền BR chữ V (hình h)Bộ truyền BR cong (hình f)Bộ truyền BR thân khaiBộ truyền BR XicloitBộ truyền BR NovicovBộ truyền BR tròn (hình 10.1)Bộ truyền BR không tròn (hình i)Trong chương trình, chúng ta chỉ khảo sát các bộ truyền bánh răng có biên dạng thân khai.4.1.3. Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụnga. Ưu điểm:- Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn.- Tỉ số truyền không đổi do không có hiện tượng trượt trơn.- Hiệu suất cao: 0,97÷0,99.- Làm việc với vận tốc cao, công suất lớn.- Tuổi thọ cao, làm việc với độ tin cậy cao.b. Nhược điểm:- Chế tạo tương đối phức tạp.- Đòi hỏi độ chính xác cao.- Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc cao.c. Phạm vi sử dụng:Bộ truyền bánh răng được sử dụng rộng rãi trong ngành chế tạo máy. Trong đó, bộtruyền bánh răng trụ răng thẳng được sử dụng rộng rãi nhất, các bộ truyền còn lại sửdụng tùy vào kết cấu máy.4.2. THÔNG SỐ HÌNH HỌC4.2.1. Thông số hình học bánh răng thẳngBm. Thiết kế máy-45-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngHình 4.2. Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng Đường kính vòng chia d: d  m.z Bước răng p. Modun m: m Dãy 1Dãõy 211,125p1.251,375Giá trò m được tiêu chuẩn hoá theo các dãy sau (ưu tiên dãy 1):21,752.52,25 Số răng z: nên chọn z  17 răng32,7543,554,565,5871091211161420182522(nếu z  17 thì xảy ra hiện tượng cắt chân răng). Chiều cao đỉnh răng : h1  m Chiều cao chân răng : h2  1,25 m Đường kính vòng đỉnh: d a  d  2 m Đường kính chân răng: d f  d  2,5 mSV tự đọc thêm bảng 6.2, trang 196, tài liệu [1].Bm. Thiết kế máy-46-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng4.2.2. Thông số hình học bánh răng nghiêng Góc nghiêng của răng so với đường sinh mặt trụ: gọi là góc nghiêng của bánh răng . Bước pháp pn : bước đo trong tiết diện vuông góc với mặt răng. Bước ngang pt : bước đo trong tiết diện vuông góc trục bánh răng.ntpnptntHình 4.3. Bước pháp và bước ngangpncos (4.1)mn pn(4.2)mt pt(4.3)mncos (4.4)pt  Modun pháp mn : (tiêu chuẩn hóa) Modun ngang mt :Quan hệ giữa mn và mt :mt  Đường kính vòng chia:d  mt .z mn . zcos (4.5) Đường kính vòng đỉnh:d a  d  2mn(4.6)d f  d  2,5 mn(4.7) Đường kính vòng chân: Khoảng cách trục:aBm. Thiết kế máymtm (z  z )( z1  z2 )  n 1 222 cos -47-(4.8)TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng4.3. PHÂN TÍCH LỰC ĂN KHỚP4.3.1. Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳngLực vòng FtLực ăn khớpLực hướng tâm Fr- Lực vòng:Ft1  Ft 2 2 T1d1(4.9)- Lực hướng tâm:Fr1  Fr2  Ft1 .tg(4.10)- Lực ăn khớp:Fn1  Fn2 Ft1cos (4.11)- Trong các công thức trên, T1 là moment xoắn trên trục bánh răng chủ động 1 và   200 làgóc ăn khớp trong mặt phẳng pháp.4.3.2. Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêngLực vòng FtLực ăn khớpLực dọc trục FaLực hướng tâm Fr- Lực vòng:Ft1  Ft 2 2 T1d1(4.12)- Lực dọc trục:Fa1  Fa2  Ft1 .tg(4.13)Ft1 . tg(4.14)Ft1(4.15)- Lực hướng tâm:Fr1  Fr2 cos - Lực ăn khớp:Fn1  Fn2 Bm. Thiết kế máycos  . cos -48-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngQui tắc xác đònh phương, chiều của lực tác dụng lên bộ truyền BR thẳng và BR nghiêng:- Lực vòng trên bánh răng chủ động thì ngược chiều chuyển động, trên bánh bò động thì cùngchiều chuyển động.- Lực dọc trục trên bánh chủ động luôn hướng vào mặt răng làm việc, trên bánh bò động thì cóchiều ngược lại so với chiều của lực dọc trục trên bánh chủ động.- Lực hướng tâm trên cả hai bánh chủ động và bò động đều hướng vào tâm bánh răng.11FaFrFrFt11FtFaFrFtFrFtFaFaHình 4.4. Lực tác dụng lên các bánh răng chủ độngFt1Fr1Fa111FaFr2222Ft2Fr1Ft121Fa2Fa1Ft1Fr222Hình 4.5. Lực tác dụng lên hai cặp bánh răng nghiêng có chiều quay ngược nhau4.3.2. Tải trọng tính- Độ bền của răng phụ thuộc vào nhiều yếu tố độc lập với nhau. Khi tính toán độ bền bánhrăng, ta bắt đầu bằng việc xác đònh tải trọng tính theo công thức sau:Ftt  K .Fdn(4.16)trong đó Fdn là tải trọng danh nghóa (cho trước) và K là hệ số tải trọng tính.Bm. Thiết kế máy-49-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng- Hệ số tải trọng tính xác đònh như sau:(4.17)K  K  .Kv .Ktrong đó, K  : hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tra bảng 6.4, trang 209,tài liệu [1]),K v : hệ số tải trọng động (tra bảng 6.5 và 6.6, trang 211, tài liệu [1]),K : hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng (tra bảng 6.11,trang 213, tài liệu [1]),4.4. CÁC DẠNG HỎNG VÀ CHỈ TIÊU TÍNH4.4.1. Các dạng hỏngTại vò trí ăn khớp ngoài, lực ăn khớp Fn còn có lực ma sát Fms = f.Fn do bề mặt răng trượtlên nhau. Do đó, răng chòu trạng thái ứng suất phức tạp: ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động gián đoạn nên đó chính lànguyên nhân gây ra hỏng răng do mỏi, gãy răng do uốn, tróc rỗ, mòn, dính do tiếp xúc. Gãy răng: do ứng suất uốn thường xảy ra ở chân răng. Để tránh gãy răng ta tính toánrăng theo độ bền uốn. Tróc vì mỏi bề mặt răng: do ứng suất tiếp xúc và ma sát trên bề mặt răng gây nên.Thường xảy ra trong bộ truyền kín được bôi trơn tốt do áp suất dầu trong các vết nứt tếvi trên mặt răng khi ăn khớp bò bòt kín miệng, các vết nứt phát triển thành tróc. Đối vớibộ truyền có độ rắn thấp, tróc chỉ chỉ xảy ra trong một thời gian ngắn (tróc nhất thời).Đối với bộ truyền có độ rắn cao thì các vết nứt liên tục phát triển gọi là tróc lan. Đểtránh tróc bề mặt ta tiến hành tính toán theo độ bền tiếp xúc. Mòn răng: thường xảy ra ở các bộ truyền hở, bôi trơn kém, làm việc trong môi trườngcó hạt mài. Dính răng: xảy ra trong các bộ truyền chòu tải trọng lớn làm việc với vận tốc cao và khimàng dầu bôi trơn bò phá vỡ do nhiệt hoặc do ứng suất tiếp xúc có giá trò lớn. Khi đó, haibề mặt răng trực tiếp trượt lên nhau làm cho kim loại trên bề mặt răng này bám vào bềmặt răng kia. Biến dạng dẻo bề mặt răng: xảy ra trên bộ truyền chế tạo từ thép mềm chòu tải trọnglớn và vận tốc thấp. Bong bề mặt răng: xảy ra trong bộ truyền được tăng bền bề mặt.4.4.2. Chỉ tiêu tính Bộ truyền che kín, bôi trơn tốt: tính toán theo độ bền tiếp xúc, kiểm tra theo độ bền uốn. Bộ truyền hở, bôi trơn kém: tính toán theo độ bền uốn, kiểm tra theo độ bền tiếp xúc. Các dạng hỏng còn lại chưa có phương pháp tính. Tuy nhiên khi tính toán theo độ bềntiếp xúc thì phần nào đã ngăn ngừa được các dạng hỏng bề mặt khác.4.5. VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNGBm. Thiết kế máy(SV tự đọc trong tài liệu [1])-50-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng4.6. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG4.6.1. Tính theo độ bền tiếp xúcHình 4.6. Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt răng- Điều kiện bền:(4.18) H  [ H ]- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng tính theo công thức Hetz như sau:qn2 H  ZM(4.19)trong đó, qn : cường độ tải trọng pháp tuyến, : bán kính cong tương đương của bề mặt tiếp xúc,ZM : hệ số xét đến cơ tính của vật liệu.Các hệ số trên được xác đònh như sau:a. Hệ số xét đến cơ tính vật liệuZM 2 E1 E2 [ E2 (1  12 )  E1 (1   22 )](4.20)E1, E2 : modun đàn hồi vật liệu chế tạo bánh chủ động và bánh bò động,1, 2 : hệ số Poisson của vật liệu chế tạo cặp bánh răng,Nếu bánh răng bằng thép thì:E1 = E2 = 2,1.105 Mpa và 1 = 2 = 0,3  ZM = 275 Mpa1/2.b. Bán kính cong tương đương11112(4.21)1, 2 : bán kính cong các bề mặt thân khai tại điểm ăn khớp,Dấu “+” khi ăn khớp ngoài, dấu “-“ khi ăn khớp trong.Bm. Thiết kế máy-51-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngd1 sin  1 2   d 2 sin 2212 (u  1)ud1 sin (4.22)c. Cường độ tải trọngqn Fn K HlH(4.23)Ft1: lực ăn khớp,cos KH : hệ số tải trọng tính,Fn lH : tổng chiều dài tiếp xúc của các đôi răng, xác đònh theo công thức thực nghiệmlH bZ 2với Z  4  3b : chiều rộng vành răng, b   bd d1 : hệ số trùng khớp ngang, có giá trò  = 1,2÷1,92 T1K H Z2qn bd1 cos Suy ra:(4.24)Thay (4.20), (4.22) và (4.24) vào (4.19), ta có công thức kiểm tra bền theo độ bền tiếp xúc:H 2 T1K H (u  1) [ H ]buZ M Z H Zd1với ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: Z H (4.25)2.sin 2Từ công thức (4.25), ta có:T1 K H (u  1) bd [ H ]2 ud1  K d 3(4.26)Kd : hệ số phụ thuộc vào góc ăn khớp, hệ số trùng khớp và vật liệu bánh răng,Kd = 75,6 nếu các điều kiện sau thỏa:+ Cặp bánh răng không dòch chỉnh hay dòch chỉnh đều (=200). Khi đó ZH = 1,76.+ Nếu  = 1,2 thì Z = 0,96.+ Vật liệu thép ZM = 275 Mpa1/2.Bm. Thiết kế máyd1  75,6 3T1K H (u  1) bd [ H ]2 u-52-(4.27)TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngCông thức thiết kế bộ truyền bánh răng (xác đònh khoảng cách trục) theo độ bền tiếp xúc:a  50(u  1) 3T1K H ba[ H ]2 u(4.28)trong đó, T2 : moment xoắn trên bánh bò động, T2  uT1 , (u  1)bvới  ba  . bd  baa2Giá trò ba cho theo dãy tiêu chuẩn: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5;0,63 …. Có thể chọn ba theo bảng (6.15), trang 231, tài liệu [1].Giá trò khoảng cách trục a cho theo tiêu chuẩn (đối với hộp giảm tốc tiêu chuẩn):Dãy 1Dãy 240140501806322580280100355125450160200250400- Từ giá trò khoảng cách trục tìm được, ta tính modun và làm tròn theo dãy tiêu chuẩn vớicông thức tính m  (0,01  0,02) a .- Số răng trên hai bánh răng:2a;z2  u z1z1 m(u  1)Số răng z1, z2 tối thiểu phải bằng 17 để tránh hiện tượng cắt chân răng. Sau khi có z1, z2 ta tiếnhành tính lại khoảng cách trục a và d1, d2.4.6.2. Tính theo độ bền uốn- Tính theo ứng suất uốn khi tính cho bộ truyền hở, bôi trơn kém.- Các giả thiết chấp nhận:+ Tất cả tải trọng chỉ tác động trên một đôi răng. Điểm đặt lực tại đỉnh răng.+ Răng được khảo sát như một dầm công xôn.- Góc áp lực  '     , thường có giá trò 280÷300Hình 4.7. Ứng suất uốnBm. Thiết kế máy-53-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng- Ứng suất thực tính toán  F :(4.29) F   .Kvới  là ứng suất danh nghóa và K là hệ số tập trung ứng suất lý thuyết.- Lực pháp tuyến Fn đặt tại đỉnh răng được phân ra hai thành phần:F 't  Fn cos  ' Ft cos  'cos (4.30)F 'r  Fn sin  ' Ft sin  'cos (4.31)- Ứng suất danh nghóa tại chân răng:F 't l F ' rWA  u  n (4.32)trong đó, u, n : ứng suất uốn và ứng suất nén sinh ra trong chân răng,b 2W: moment cản uốn tiết diện nguy hiểm, W ,6A = b : diện tích tiết diện nguy hiểm,b,  : chiều rộng và chiều dày răng tại tiết diện nguy hiểm,l: cánh tay đòn lực uốn.Vì l và  tỉ lệ bậc nhất với modun m, nên ta có thể biểu diễn chúng theo các hệ số: = ’ml = l’m ;- Giá trò ứng suất thực sau khi thay các hệ số:F Ft K F  6l ' cos  'sin  ' K2bm  ( ' ) cos   '.cos  (4.33)- Đặt hệ số dạng răng YF như sau: 6l ' cos  'sin  ' YF   K2 ( ' ) cos   '.cos  (4.34)Đối với bộ truyền ăn khớp ngoài: YF = 3÷4,6.Đối với bộ truyền ăn khớp trong : YF = 3,5÷4.Hệ số dạng răng YF có thể xác đònh bằng thực nghiệm:YF  3,47 13,2 27,9 x 0,092 x 2zz(4.35)với x là hệ số dòch chỉnh.Bm. Thiết kế máy-54-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng- Công thức kiểm nghiệm độ bền uốn:F - Thay  bm YF Ft K F [ F ]bm(4.36)2T2Tb, F1  1  1 , ta có công thức thiết kế bánh răng theo độ bền uốn (tínhmd1 mz1modun) như sau:m32 T1K F YF2T K Y3 2 1 F Fz1 bm[ F ]z1 bd [ F ](4.37)hệ số bd tra bảng 6.16, trang 235, tài liệu [1].Tóm lại: Bộ truyền che kín, bôi trơn tốt:- Thiết kế theo  H :a  50(u  1) 3- Kiểm nghiệm theo  F : F  [ F ]T1K H ba[ H ]2 u Bộ truyền để hở, bôi trơn kém:2 T1K F YF2T K Y3 2 1 F Fz1 bm[ F ]z1 bd [ F ]- Thiết kế theo  F :m3- Kiểm nghiệm theo  H : H  [ H ]4.7. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG4.7.1. Các đặc điểm khi tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng(SV tự đọc)- Ăn khớp êm và tải trọng động giảm: Trong truyền động bánh răng nghiêng, các đôi răngkhông vào khớp đột ngột như bộ truyền bánh răng thẳng (toàn bộ chiều dài răng không vàokhớp cùng một lúc). Do đó, các răng chòu tải và thôi tải dần dần. Ngoài ra, trong vùng ănkhớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng. Vì răng nghiêng ăn khớp êm nên giảm tiếng ồnvà giảm tải trọng động. Tải trọng động tỉ lệ với bình phương vận tốc nên ta thường sử dụngbánh răng nghiêng ở cấp nhanh.- Cường độ tải trọng trên bánh răng nghiêng nhỏ hơn trên bánh răng thẳng.- Thay thế bánh răng nghiêng bằng bánh răng trụ răng thẳng tương đương: (tương đương vềmặt sức bền).- Đường tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng.Bm. Thiết kế máy-55-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng4.7.2. Tính theo độ bền tiếp xúcSử dụng các công thức tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, nhưng thay các thôngsố của bánh răng tương đương vào.- Công thức kiểm tra bền:trong đó:H Z M Z H Zd1vàZ 2 cos sin 2ZH 2 T1K H (u  1) [ H ]bu1(4.38).- Công thức thiết kế:a  43(u  1) 3T1K H ba[ H ]2 u(4.39)Tương tự bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta phải chọn modun mn theo tiêu chuẩn. Sauđó tính các kích thước chủ yếu của bộ truyền thỏa mãn các điều kiện: 80    200 đối vớibánh răng nghiêng và 300    400 đối với bánh răng chữ V.4.7.3. Tính theo độ bền uốnSử dụng các công thức tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, nhưng thay các thôngsố của bánh răng tương đương vào.- Công thức kiểm tra bền:F trong đó, Y 1Y  1 YF Ft K F Y Y [ F ]bmn(4.40): hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang,01400YF  3,47 : hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang,13,2 27,9 x 0,092 x 2 : hệ số dạng răng theo số răng tương đương.ztdztd- Công thức thiết kế:m32 T1K F YF Y Yz1 bm[ F ]32 T1K F YF Y Yz12 bd [ F ](4.41)Hệ số chiều rộng vành răng  bm  150  400 đối với bánh răng nghiêng và  bm  300  600 đốivới bánh răng chữ V.Bm. Thiết kế máy-56-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng4.8. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN RĂNG THẲNG4.8.1. Khái niệm chung- Dùng để truyền động giữa hai trục giao nhau một góc  (thông thường   900 ).- Bánh răng nón có các loại: răng thẳng, răng nghiêng, răng cung tròn và răng cong.- Khả năng tải chỉ bằng 0,85 so với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.a). Răng thẳngb). Răng nghiêngc). Răng cung trònHình 4.8. Các loại bánh răng nón4.8.2. Thông số hình họcHình 4.9. Các thông số hình học bộ truyền bánh răng nónBm. Thiết kế máy-57-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răng- Modun trên mặt mút lớn: me(chọn theo tiêu chuẩn).- Đường kính vòng chia ngoài:d  me .z(4.42)h1  me(4.43)h2  1,2 me(4.44)- Chiều cao đỉnh răng:- Chiều cao chân răng:- Góc đỉnh nón chia:tg1 d1 me z1 z1 1d 2 me z2 z2 u(4.45)tg 2 1z 2 utg1 z1(4.46)- Chiều dài côn ngoài:22md  d Re   1    2   e22  2z1 2  z2 2(4.47)- Đường kính vòng chia trung bình:dtb2  Re  0,5b  1  0,5b  1  0,5bedRe2với  be (4.48)(4.49)dtb  d (1  0,5 be )b 0,26  0,3 .Re- Modun chia trung bình:mtb Lưu ý:dtb d (1  0,5 be )zzmtb  me (1  0,5 be )(4.50)(4.51)mtb : không tiêu chuẩn, me : tiêu chuẩn.4.8.3. Phân tích lực tác dụnga. Lực tác dụngLực vòng FtLực ăn khớpLực dọc trục FaLực hướng tâm FrBm. Thiết kế máy-58-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngLực tác dụng lên bánh chủ động:- Lực vòng:Ft1 2 T1d tb(4.52)- Lực dọc trục:Fa1  Ft1 .sin  .tg(4.53)Fr1  Ft1 . cos  .tg(4.54)- Lực hướng tâm:- Lực ăn khớp:Fn1 Ft1(4.55)cos Lực tác dụng lên bánh bò động có chiều ngược lại:Ft2  Ft1 ;Fa2  Fr1 ;Fr2  Fa1Qui tắc xác đònh phương, chiều của lực tác dụng lên bộ truyền BR nón:- Lực vòng trên bánh răng chủ động thì ngược chiều chuyển động, trên bánh bò động thìcùng chiều chuyển động.- Lực dọc trục trên cả hai bánh chủ động và bò động luôn hướng ngược chiều với đỉnh nón.- Lực hướng tâm trên cả hai bánh chủ động và bò động đều hướng vào tâm bánh răng.Hình 4.10. Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nónBm. Thiết kế máy-59-TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngb. Tải trọng tính- Hệ số tải trọng tính xác đònh như sau:(4.56)K H  K  .Kv .Ktrong đó, K  : hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tra bảng 6.18, trang249, tài liệu [1]),K v : hệ số tải trọng động (tra bảng 6.17, trang 249, tài liệu [1]),K  1 : hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng.4.8.4. Tính toán bộ truyền bánh răng nón răng thẳnga. Các đặc điểm khi tính toán bộ truyền bánh răng nón- Tải trọng tính toán là lực tác dụng lên vòng chia trung bình có đường kính:dtb1  d1 (1  0,5 be )(4.57)dtb2  d 2 (1  0,5 be )- Khi tính toán có thể xem bánh răng nón như bánh răng trụ răng thẳng tương đương với cácthông số đặc trưng sau: Đường kính tương đương:dtd1 dtd 2 dtb1cos 1dtb2cos  2(4.58)dtb2sin 1 Số răng tương đương:ztd1 ztd2z1cos 1(4.59)z2cos  2 Tỉ số truyền tương đương:utd ztd1ztd22z cos 1  cos 1   u 2 2 z1 cos  2  cos  2 (4.60)b. Tính theo độ bền tiếp xúcSử dụng các công thức tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, nhưng thay các thôngsố của bánh răng tương đương vào.- Công thức kiểm tra bền: H  Z M Z H ZBm. Thiết kế máy2 T1K H u 2  1 [ H ]0,85 dtb21 bu-60-(4.61)TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYChương 4: Bộ truyền bánh răngtrong đó, 0,85 là hệ số kinh nghiệm xét đến giảm khả năng tải của bộ truyền bánh răng nónso với bộ truyền bánh răng trụ.- Công thức thiết kế (tính đường kính vòng chia trung bình):dtb1  75,6 3T1K H u 2  10,85 bd [ H ]2 u(4.62)- Đường kính vòng chia ngoài và chiều dài nón ngoài xác đònh theo công thức:d1  95 3T1K H0,85 (1  0,5 be ) 2 be[ H ]2 uRe  47,5 u 2  1 3T1K H0,85 (1  0,5 be ) 2 be[ H ]2 u(4.63)(4.64)Từ giá trò d1, tra bảng 6.19, trang 252, tài liệu [1] để tính z1p. Tùy vào độ rắn bề mặt vật liệu,ta xác đònh z1 và z2 = uz1 như sau:H1 , H 2  350 HB :z1  1,6 z1 pH1  350 HB, H 2  350 HB : z1  1,3 z1 pH1 , H 2  350 HB :(4.65)z1  z1 pSau đó tính me theo công thức (4.47). Chọn me theo tiêu chuẩn và tính các kích thước hình học cònlại.c. Tính theo độ bền uốnSử dụng các công thức tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, nhưng thay các thôngsố của bánh răng tương đương vào.- Công thức kiểm tra bền:F YF Ft K F [ F ]0,85 b mtb(4.66)trong đó, mtb : modun chia trung bình,YF  3,47 13,2 27,9 x 0,092 x 2 : hệ số dạng răng theo số răng tương đương.ztdztd- Công thức thiết kế:mtb  1,4 3Bm. Thiết kế máyT1K F YF0,85 bd z12 [ F ]-61-(4.67)TS. Bùi Trọng HiếuBài giảng CHI TIẾT MÁYSuy ra me Chương 4: Bộ truyền bánh răngmtb. Chọn me theo tiêu chuẩn và tính các kích thước hình học còn lại.1 0,5 be4.9. TRÌNH TỰ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG (SV tự đọc trong tài liệu [1])Thông số đầu vào: công suất P1 (kW ) , số vòng quay trục dẫn n1 (vòng/phút), tỉ số truyền u .Thực hiện theo các bước sau:1. Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, tra cơ tính vật liệu.2. Xác đònh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.3. Chọn hệ số chiều rộng vành răng bd và tính KH.4. Tính khoảng cách trục a, chọn m đối với bánh răng trụ thẳng, mn với bánh răng trụ răngnghiêng, me đối với bánh răng nón.5. Nếu tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng thì chọn sơ bộ  = 8÷200. Tính z1, z2. Sauđó tính lại góc nghiêng  theo z1, z2 đã quy tròn theo số nguyên.6. Tính toán lại kích thước và khoảng cách trục theo số răng, modun và góc nghiêng răng.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.8. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.4.10. KẾT CẤU VÀ BÔI TRƠN BÁNH RĂNGBm. Thiết kế máy-62-(SV tự đọc trong tài liệu [1])TS. Bùi Trọng Hiếu

Tài liệu liên quan

• Hoạt động của bộ truyền động của xe tay ga mới
  • 6
  • 668
  • 4
• Bài soạn code lịch xem truyền hình bóng đá
  • 1
  • 342
  • 0
• Ngiên cứ một số thông số của một số bộ phận chính trong máy trồng mía bầu
  • 87
  • 499
  • 0
• Tài liệu Giấy chứng nhận đăng ký cung cấp bộ giải mã chương trình truyền hình nước ngoài tại Việt Nam pdf
  • 2
  • 399
  • 0
• Tài liệu Giấy chứng nhận đăng ký cung cấp bộ giải mã chương trình truyền hình nước ngoài tại Việt Nam ppt
  • 2
  • 421
  • 0
• Tài liệu Giấy chứng nhận đăng ký phân phối bộ giải mã chương trình truyền hình nước ngoài tại Việt Nam pdf
  • 3
  • 484
  • 0
• TIỂU LUẬN DI TRUYỀN TÍNH KHÁNG CÁC ĐIỀU KIỆN BẤT THUẬN 52014
  • 32
  • 549
  • 2
• Dịch vụ truyền hình cáp pptx
  • 33
  • 646
  • 1
• THUYẾT TRÌNH VỀ BÁNH RĂNG pdf
  • 21
  • 3
  • 85
• Báo cáo nghiên cứu khoa học: " NGHIÊN CỨU ẢNH HƯỞNG MỘT SỐ THÔNG SỐ ĐẾN LỰC DẬP VÀ KHẢ NĂNG ĐIỀN ĐẦY KHUÔN KHI DẬP PHÔI BÁNH RĂNG NÓN" ppsx
  • 7
  • 455
  • 2

Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

(1.38 MB - 19 trang) - bộ truyền bánh răng Tải bản đầy đủ ngay ×