Đóng vai trò là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng.

Thuyết minh đồ án chi tiết máy



2. Xác định ứng suất cho phép

Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép   H  và

ứng suất uốn cho phép   F  :

2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép   H  được xác định theo công thức 6.1[1] :



 Ho lim

[ H ] 

.Z R .ZV .K xH .K HL ( MPa )

SH

Trong đó: - Z R : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc.

- ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- K xH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

- Trong bước tính tốn thiết kế sơ bộ lấy: Z R .ZV .K xH  1

-  H lim : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.

o



o

Tra bảng 6.2[1]:  H lim  2 HB  70

o

- Trên bánh răng nhỏ:  H lim  2 H1  70  2.250  70  570( MPa)

o

- Trên bánh răng lớn:  H lim  2.H 2  70  2.240  70  550( MPa)



- S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

Tra bảng 6.2[1]: S H  1,1

- K HL : Hệ số xét đến tuổi thọ.



K HL  mH

Theo cơng thức 6.3[1]:



N HO

N HE



Trong đó: - mH : bậc của đường cong mỏi.

Trường hợp HB �350 � Chọn mH  6

132

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



- N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2,4

Theo công thức 6.5[1]: N HO  30.H HB

- N HE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Theo công thức 6.7[1]: N HE  60.c.n.t�

- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1).

-n : Số vòng quay trong trong 1 phút.

- t�: Tổng số giờ làm việc.

t�  (0,65.24).(0,7.365).6  23914,8( h)



a, Bánh răng nhỏ:

-



2 ,4

N HO1  30.H HB

 30.250 2,4  17,07.106



N HE1  60.c.n1.t�  60.1.1460.23914,8  2,09.109



Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục

hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính

ra được NHE1NH01 lấy NHE1 = NH01 để tính, do đó KHL1=1

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

[ H 1 ] 



 H0 lim1

570

.( Z R .ZV .Z xH ) K HL1 

.1.1  518,18( MPa )

SH

1,1



b, Bánh răng lớn:

-



2,4

2 ,4

N HO 2  30.H HB

 15, 47.106

1  30.240



N HE 2  60.c.n2 .t�  60.1.262,12.23914,8  376,11.106



Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục

hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính

ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1.



� Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:



133

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



 Ho lim 2

550

[ H 2 ] 

.( Z R .ZV .K xH ).K HL 2 

.1.1  500(MPa )

SH

1,1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng (bộ truyền bánh răng

nghiêng):



[ H ] 



[ H 1 ]  [ H 2 ] 518,18  500



 509, 09( MPa)

2

2



Xét điều kiện:



  H  �1, 25   H  min



(Công thức 6.12[1] )



[ H ]min  [ H 2 ]



  H 



1,25  H  min 1,25  H 2  1,25.500 625( MPa )



Thỏa mãn điều kiện.

 Chọn ứng suất tiếp xúc sơ bộ 

2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép



 H  sb  509, 09( MPa )



Ứng suất uốn cho phép   F  được xác định theo công thức 6.2[1] :



 Fo lim

[ F ] 

.YR .YS .K xF .K FC .K FL ( MPa)

SF

Trong đó: - YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng.

- YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

- K xF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: YR .YS .K xF  1

- K FC : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều K FC  1 )

-  H lim : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở.

o



o

Tra bảng 6.2[1]:  F lim  1,8 HB



- Trên bánh răng nhỏ:



 Fo lim1  1,8.250  450( MPa)

134



Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



- Trên bánh răng lớn:

-



 Fo lim 2  1,8.240  432( MPa)



S F : Hệ số an tồn khi tính về uốn. Tra bảng 6.2[1]: S = 1,75

F



K FL  mF

Theo công thức 6.4[1]:



N FO

N FE



Trong đó: - mF : bậc của đường cong mỏi.

Trường hợp HB �350 � Chọn mF  6

- N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

6

N



4.10

FO

(

với tất cả các loại thép).

- N FE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

( Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: N FE  N HE )

a, Bánh răng nhỏ:

-



N FE1  N HE1  60.c.n1.t �  60.1.1460.23914,8  2,09.109



-



N FO 2  40.106



Bắt đầu từ NF01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục

hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính

ra được NFE1> NFO1, ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó KFL1 = 1



� Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:



 Fo lim1

450

[ F 1 ] 

.YR .YS .K xF .K FC .K FL1 

1.1.1  257,14( MPa )

SF

1,75

b, Bánh răng lớn:

-



N FE 2  N HE 2  60.c.n2 .t�  60.1.262,12.23914,8  376,11.106



-



N FO 2  40.106



135

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Bắt đầu từ NF02 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục

hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính

ra được NFE2> NFO2, ta lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 = 1.



� Ứng suất uốn trên bánh lớn:



 Fo lim1

432

[ F 2 ] 

.YR .YS .K xF .K FC .K FL 2 

1.1.1  246,86( MPa )

SF

1,75

2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

2.3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện.

Theo công thức 6.13[1]: [ H ]max  2,8 ch

Trong đó: -  ch : Giới hạn chảy.



Tra bảng 6.1[1] ta có:



 ch1  580( MPa)

�

�

 ch 2  450( MPa)

�



- Bánh răng nhỏ: [ H 1 ]=2,8. ch1  2,8.580  1624( MPa)

[ H 2 ]=2,8. ch 2  2,8.450  1260( MPa)

- Bánh răng lớn:

2.3.2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Trường hợp HB �350 do vậy ta sử dụng công thức 6.14[1]:

[ F ]max  0,8 ch



(2.28)



- Bánh răng nhỏ:

- Bánh răng lớn:



[ F 1 ]=0,8. ch1  0,8.580  464( MPa)

[ F 2 ]=0,8. ch 2  0,8.450  360( MPa)



3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Đối với HGT thông số cơ bản là khoảng cách truc a w, được xác định theo công

thức 6.15[1]:



136

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



a w1  K a (u1  1) 3



T1 K H 

[ H ]2u1 ba



Trong đó: - Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo

bảng 6.5 [1] với cặp vật liệu thép – thép Ka = 43(MPa1/3).

- T1: Momen xoắn trên trục bánh chủ động. T1 = TI = 68550,685(N.mm)

- u1: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh. u1 = 5,57

-



[ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ]  509, 09( MPa)



bw

aw : Hệ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.



 ba 



Tra bảng 6.6[1]: Chọn  ba  0,3 (vị trí bánh răng không đối xứng với các cặp ổ

lăn).

KH

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc.

Theo cơng thức 6.16[1] ta có:



 bd  0,53. ba .(u  1)  0,53.0,3.(5,57  1)  1,04

K H   1,15

Tra bảng 6.7[1] :

Vậy ta xác định được:



a w1  K a (u1  1) 3



T1K H 

[ H ]2u1 ba



 43.(5,57  1). 3



68550,685.1,15

 160,10(mm)

509, 092.5,57.0,3



Ta có: Chọn aw1 = 160 mm qua q trình tính tốn ta thấy:

Trục thiếu bền vì: [ H ]cx  483,64(MPa)



 H  505,31(MPa)

�  H  [ H ]cx [ H ]cx  4,50%  4% chênh lệch này lớn.



,



137

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Do đó cần tăng khoảng cách trục aw1 và tiến hành kiểm nghiệm lại, kết quả được aw1

= 166(mm), cụ thể như sau:

3.2 Xác định các thông số ăn khớp

3.2.1 Xác định Modul

Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế,

sau khi tính được khoảng cách trục a w1 có thể thức dựa theo cơng 6.17 [1] để tính

mơ đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

m1 = (0,010,02). aw1 = (0,010,02).166 = (1,66 3,32) (mm)

Theo bảng 6.8 [1]chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m1 = 2(mm).

3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng của răng và hệ số dịch chỉnh

Xác định số răng:

Giữa khoảng cách trục aw1, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2, góc

nghiêng  của răng và mơ đun trong bộ truyền ăn khớp ngồi liên hệ với nhau theo

cơng thức 6.18[1]:



a w1 



m1.( Z1  Z 2 )

2.cos 1



Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Chọn sơ bộ



1  10�



- Số răng bánh nhỏ Z1:



2.a w1 .cos 1 2.166.cos10o

Z1 



 24,88

m1. u1  1

2.(5,57  1)

Chọn Z1 = 25 ( răng).

- Số răng bánh lớn Z2:

Z 2  u1.Z1  5,57.25  139,25

Chọn Z2 = 139 (răng).



� Số răng tổng: Zt  Z1  Z 2  25  139  164 (răng).

138

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Ngun



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



• Tính lại góc nghiêng  :



cos 1 

Ta có:



m1.Z t 2.164



 0,988

0

'

0

0

2.a w1 2.166

� 1  8 53 Thỏa mãn: 8 �1 �20

u1t 



• Tính tỷ số truyền thực tế:



Z 2 139



 5,56

Z1 25



� Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép:

u1t  u1

5,57  5,56



.100%  0,18%  4%

u1

5,57



� Chọn aw1 = 166(mm) thỏa mãn.

• Vì dịch chỉnh chất lượng ăn khớp được cải thiện rất ít và bánh răng khơng có u

cầu gì thêm nên ta khơng chọn dịch chỉnh .

3.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

a, Xác định đường kính vòng chia:



d1 



m1.Z1

2.25



 50,61(mm)

cos 1 0,988



d2 



m1.Z 2 2.139



 281,38( mm)

cos 1 0,988



- Bánh răng nhỏ:

- Bánh răng lớn:



b, Xác định đường kính vòng lăn:



- Bánh răng nhỏ:

- Bánh răng lớn:



d w1 =



2.a w1

2.166



 50,61(mm)

u1t  1 5,56  1



d w 2 =u1t .d w1  5,56.50,61  281,39(mm)



c, Xác định đường kính chân răng:

- Bánh răng nhỏ:

- Bánh răng lớn:



d f 1  d1  2,5.m1  50,61  2,5.2  45,61( mm)



d f 2  d 2  2,5.m1  281,38  2,5.2  276,38( mm)



139

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



d, Xác định đường kính đỉnh răng:

- Bánh răng nhỏ:

- Bánh răng lớn:



d a1 =d1  2.m1  50,61  2.2  54,61( mm)

d a2 =d 2  2.m2  281,38  2.2  285,38( mm)



e, Xác định đường kính cơ sở:

o

Với  là góc profin gốc theo TCVN 1065-71 lấy   20 ( bảng 6.11[1] ) , ta có:

0

- Bánh răng nhỏ: db1  d1.cos   50,61.cos 20  47,56(mm)

0

- Bánh răng lớn: db 2  d 2 .cos   281,38.cos 20  264, 41( mm)



f, Góc profin răng:



�tg �

�tg 20o � o '

 t  arctg �

� arctg �

� 20 13

cos



0,988

�

�

�

1 �

g, Góc ăn khớp (Bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh):



 tw   t  20o13'

h, Chiều rộng vành răng:

bw  aw1. ba  166.0,3  49,8( mm)

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện

6.33[1]:



 H  Z M .Z H .Z .



2.T1.K H .(u1t  1)

�[ H ]

bw .u1t .d w 1 2



Trong đó; - T1: Mơmen xoắn trên bánh chủ động.( T1  68550,685( N .mm) )

-



bw : Chiều rộng vành răng bw  49,8(mm) .

140



Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



-



d w1



: Đường kính vòng lăn bánh chủ động



d w1  50, 61(mm)



.



- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng

6.5 [1] � ZM = 274(MPa)1/3.



ZH 

- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc



2Cos  b

Sin 2 tw



Với: -  b : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg b  cos t .tg 1

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:



�tg �

 tw   t  arctg �

�

cos



�

1�

Theo tiêu chuẩn: = 20



 tw   t  20o13'



0



� tg b  cos t .tg 1  cos20o13.' tg 8o53'  0,15

� b  arctg (0,15)  8o32'



Vậy

- Z



ZH 



2.cos8o32'

 1,75

sin 2.20o13'



: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng



bw .sin 1 49,8.sin(8o53' )

 



 1,22  1

m

.



2.



1

Với hệ số trùng khớp dọc



Theo công thức 6.36c[1]:



Z 



1





141

Đại học kỹ thuật cơng nghiệp Thái Ngun



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Tính gần đúng   theo công thức:



�

�

�1

�

�

�1

�

1�

1 �

�

�

�

�

�

�

�

ea = �

1,88

3,2

+

.cos

b

=

1,88

3,

2

+

.0,988 =1,71

�

�

�

�

�

�

� 1 �

�

�

�

�

�

�

Z

Z

25

139

�

�

1

2 �

�

�

�

� Z 



1

1



 0,76



1,71



- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Với:



K H   1,12



K H  K H  .K H .K Hv



: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành



răng.



K H



: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn



khớp.

Trị số của cấp chính xác ( phục vụ việc xác định KH và KHV ) được tra theo bảng

6.13 [1] phụ thuộc vào vận tốc.Với vận tốc xác định theo cơng thức:

v



 .d w1 .n1

60.103



Trong đó: -



d w1  50,61( mm)



: đường kính vòng lăn bánh nhỏ



- n1  1460(v / ph) : số vòng quay của bánh chủ động



�v 



 .50,61.1460

 3,87( m / s)

60.103



Với v  3,87(m / s ) :Tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác là 9.

Tra bảng 6.14[1]



� K H  1,16



- KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.41[1]

142

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên