Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Thuyết minh đồ án chi tiết máy



-



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. ba1.(u  1)  0,53.0,3.(4,3  1)  0,843

� Tra bảng 6.7[1] : với hệ số  bd =0,843 và sơ đồ cấp 3 → K H   1,13

Vậy ta xác định được:

a w1  K a (u1  1) 3



T1 K H 

[ H ]2u1 ba1



 43.(4,3  1). 3



58258, 04.1,13

 135, 01( mm)

(495, 46) 2 .4,3.0,3



Chọn aw1 = 140(mm).

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



aw1 có thể dựa theo cơng thức 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).140 = (1,4 2,8) (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

a, 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

công thức 6.18[1]:

a w1 



m1.( Z1  Z 2 )

2.cos 



(2.30)

25



Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



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



  10�� cos  cos10� 0,985

- Số răng bánh nhỏ Z1:

Z1 



2.aw1.cos 2.140.0,985



 26,02

m1. u1  1

2.(4,3  1)



Chọn Z1 = 26 ( răng).

- Số răng bánh lớn Z2:



Z 2  u1.Z1  4,3.26  111,8

Chọn Z2 = 112 (răng).



� Số răng tổng: Z t  Z1  Z 2  26  112  138 (răng).

• Tính lại góc nghiêng  :

cos  



Ta có:



m1.Z t 2.138



 0,99

0

'

0

0

2.aw1 2.140

�   9 41 Thỏa mãn: 8 � �20



• Tính tỷ số truyền thực tế:



u1t 



Z 2 112



 4,31

Z1 26



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

u1t  u1

4,31  4,3



.100%  0,23%  4%

u1

4,3



� Chọn aw1 = 140(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 không chọn dịch chỉnh .

3.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Bảng 3.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ST



Thơng số



Ký hiệu



Cơng thức



Gía trị



T

26

Đại học kỹ thuật cơng nghiệp Thái Ngun



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



1



d1



Đường kính vòng

chia



d2



2



Đường kính vòng



d1 



m1.Z1

cos1



52,53(mm)



d2 



m1.Z 2

cos1



226,26(mm)



d w1



d w1 =



lăn



2.aw1

u1t  1



d w 2 =u1t .d w1



52,73(mm)



Đường kính vòng



dw2

d a1



d a1 =d1  2.m1



227,26(mm)

56,53(mm)



đỉnh



da 2



d a2 =d 2  2.m1



230,26(mm)



4



Đường kính vòng



db1



db1  d1.cos 



49,36(mm)



db 2



5



cơ sở

Đường kính vòng



df1



db 2  d 2 .cos 

d f 1  d1  2,5.m1



212,61(mm)

47,53(mm)



chân



df2



d f 2  d 2  2,5.m1



221,26(mm)



6



Góc profin răng



t



7



Góc ăn khớp



8



Chiều rộng vành



 tw

bw



�tg �

 t  arctg �

�

�cos  �

 tw   t  20011'

bw  aw1. ba



3



20011'



20011'

42( mm)



răng

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



(2.44)



Trong đó; - T1: Mơmen xoắn trên bánh chủ động.( T1  58258,04( N .mm) )

-



bw : Chiều rộng vành răng bw  42(mm) .

27



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 w  52, 73( mm) .

1



- 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



(2.45)



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 �



(2.46)

�tg 20��  '

 tw   t  arctg �

� 20 11

�0,99 �



Theo tiêu chuẩn: = 200



� tg  b  cos t .tg   cos20011.' tg 9041'  0,16



� b  arctg (0,16)  905'

2.cos905'

ZH 

 1,75

 '

sin

2.20

11

Vậy



- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

bw .sin  42.sin(90 41' )

 



 1,12  1

m

.



2.



1

Với hệ số trùng khớp dọc

(2.47)



Theo công thức 6.36c[1]:



Z 



1





(2.48)



28

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Tính gần đúng   theo cơng thức:

�

�

�1

�

� 0 '

�1

1�

1 �

�

�

�

�

�

�

�

�

ea = �

1,88

3,2

+

.cos

b=

1,88

3,2

+

.cos9 41 =1,70

�

�

�

�

�

�

�

�

�

�

�

�

�

�

Z

Z

26

112

�

�

1

2 �

�

�

�



� Z 



1

1



 0,77



1,70



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



K H  K H  .K H .K Hv



(2.49)



Với: K H   1,13 : 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  52,73(mm)



: đường kính vòng lăn bánh nhỏ



- n1  1039,29(v / ph) : số vòng quay của bánh chủ động



 .52,73.1039,29

 2,87(m / s )

60.103

Với v  2,87(m / s) :Tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác là 9.



�v 



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]



29

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



K Hv  1 



vH .bw .d w1

2.T1.K H  .K H 



(2.50)



Với vH theo công thức 6.42[1]



vH   H .g o .v.



aw1

u1t



(2.51)



- v  2,87(m / s)

- Tra bảng (6.15) và bảng (6.16) cấp chính xác 9 ta có :  H  0,002 và g o  73

� vH   H .g o .v.



� K Hv  1 



aw1

140

 0,002.73.2,87.

 2,39( m / s)

u1t

4,31



vH .bw .d w1

2,39.42.52,73

1

 1,035

2.T1.K H  .K H

2.58258,04.1,13.1,16



� K H  K H  .K H .K Hv  1,13.1,16.1,035  1,36

Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là :



 H  Z M .Z H .Z .



2.T1.K H .(u1t  1)

bw .u1t .d w 1 2



 274.1,75.0,77.



2.58258,04.1,36.(4,31  1)

 476,93( MPa)

2

42.4,31.(52,73)



• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:



  H  cx    H  .Z R .ZV .K xH



(2.52)



Trong đó: - [ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ]  495,46( MPa) ( đã được xác

định ở mục 2.1)



30

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



- ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .Với cấp chính xác

động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, độ nhám đạt được: Ra =

2,51,25 m do đó ZR = 0,95;

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

Với v  2,87(m / s )  5(m / s ) lấy Z v  1 ;

- KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,với đường

kính vòng đỉnh da< 700 mm chọn KxH = 1.



�   H  cx    H  .Z R .ZV .K xH  495, 46.0,95.1.1  470, 687( MPa)

Kiểm tra:

[ H ]cx 



[ H ]cx   H

470,687  476,93



.100%  1,33%  4%

[ H ]cx

470,687



(2.53)



� Như vậy  H  [ H ]cx nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó ta tính lại chiều rộng

vành bánh răng.

Chiều rộng vànhbánh răng được tính lại theo cơng thức:

2



2



�

�

�476,93 �

bw   ba .aw1.� H � 0,3.140. �

� 43,12(mm)

[



]

470,687

�

�

H

cx

�

�



(2.54)



Chọn bw  44(mm)

Đảm bảo điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép ta chọn chiều rộng vành bánh răng

nhỏ ( bw1 ) và vành bánh răng lớn ( bw 2 ) theo điều kiện:

[bw1 ; bw 2 ] �bw



� Chọn bw 2  bw  44(mm)

Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm việc

ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức:

31

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



bw1  bw 2  (5 �10)( mm)



Vậy ta xác định được:



bw1  44  (5 �10)  (49 �54)(mm)



� Chọn bw1  52(mm)

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt

quá một giá trị cho phép.

Theo công thức 6.43 và 6.44 [1]:



s F1 =



2.T1.K F .Ye.Yb.YF1

b w1.d w1.m1



�[s F1 ]

(2.55)



(2.56)

Trong đó: - T1 : Momen xoắn bánh chủ động .( T1 = TI = 58258,04(N.mm) )

- m1 : Modul pháp (mm)

- b w1 : Chiều rộng vành răng (mm)

- d w1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

- : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với là hệ số trùng khớp ngang :



ea =1,70 � Ye =



1

1

=

= 0,588

ea 1,70



- : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

bo

9o41'

Yb = 1 =1= 0,931

140

140



- YF1 , YF2 : Hệ số dạng bánh răng của bánh chủ động và bị động phụ

thuộc vào số răng và hệ số dịch chỉnh ( không dùng dịch chỉnh nên hệ số dịch

chỉnh x = 0 )

32

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Z v1 



Z1

3



cos 1

Z2



Zv2 



cos3 1







26

o ' 3



(cos9 41 )







112

(cos9o41' )3



 27,14

(2.57)



 116,93

(2.58)



YF1 = 3,80

�

��

�

�

YF2 = 3,60

�

Tra bảng 6.18[1]:

- K F Hệ số tải trọng tính về uốn.

K F  K F  .K F .K Fv



Với: -



KF



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



răng. Tra bảng 6.7[1]



� K F   1, 25



- K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] � K Fa =1,37 .

- K Fv :Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn.



K Fv  1 



vF .bw 2 .d w1

2T1.k F  .k F



(2.59)



vF   F .g o .v.

Với:



aw

u1t



(2.60)



Tra bảng 6.15[1]: ta được dF = 0,006

Tra bảng 6.16[1]: ta được g 0 = 73



� vF  0, 006.73.2,87.



140

 7,16

4.31

33



Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



� K Fv  1 



vF .bw 2 .d w1

7,16.44.52,73

 1

 1,083

2.T1.K F  .K F

2.58258,04.1,25.1,37



� K F  K F  K F K Fv  1,25.1,37.1,083  1,855

Vậy ứng suất uốn là:



s F1 =



2.T1.K F .Ye.Yb.YF1



s F2 =



b w 2 .d w1.m1



=



2.58258,04.1,855.0,588.0,931.3,80

= 96,89(MPa)

44.52, 73.2



s F1.YF2 96,89.3, 60

=

= 91, 79(MPa)

YF1

3,80



Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :



[ F ]cx  [ F ].YR .YS .K xF



(2.61)



Trong đó: - YR : Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, với cấp

chính xác 9 chọn YR = 1;

- Ys : Hệ số xét đến độ nhảy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, được

xác định theo công thức:



Ys  1,08  0,0695ln(m1 )  1,08  0,0695ln(2)  1,03( mm) ;



(2.62)



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

với đường kính vòng đỉnh da< 400 mm chọn KxF = 1.

Ứng suất uốn cho phép đã được xác định ở mục 2.2:



[ F 1 ]  252( MPa)

�

�

[ F 2 ]=236,57(MPa)

�



[ F1 ]cx  [ F 1 ].YR .YS .K xF  252.1.1,03.1  259,56( MPa)

�

�

��

[ F2 ]cx  [ F 2 ].YR .YS .K xF  236,57.1.1,03.1  243,67( MPa)

�

Vậy ta có:



34

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



 F 1  96,89  259,56  [ F1 ]cx

�

�

�

 F 2  91,79  243,67  [ F2 ]cx �

�

Thỏa mãn điều kiện bền uốn.

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy . . . ) với hệ

K qt 



số quá tải:



Tmax

T (2.63)



Trong đó : - T : Mơmen xoắn danh nghĩa.

- Tmax : Mơmen xoắn q tải.

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng

suất uốn cực đại.

Có thể lấy Kqt = Kbd = 1,7.

max

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại  H



không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức 6.48[I]:



 Hmax   H . K qt �  H  max



(2.64)



Với:  H  476,93( MPa ) (đã xác định ở mục 3.2.4)

Theo công thức 2.27: [ H ]max  2,8 ch



  H  max  min �

  H 1  ;  H 2  �

�

�   H 2   2,8. ch 2  2,8.450  1260( MPa) (2.65)

Vậy ta xác định được;



 Hmax  476,93. 1,7  621,84( MPa)    H  max

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn

cực đại  F



max



tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép:



 Fmax   F . K qt �[ F ]max



(2.66)

35



Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên