Kiểm nghiệm quá tải.

σ F 1max = σ F 1 .K bd = 107.63.1,3 = 140( MPa ) < [σ F ]max = 464( MPa)

σ F 2 max = σ F 2 .K bd = 102.1,3 = 132.6( MPa) < [σ F ]max = 464( MPa)



⇒ Thỏa



mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt lượn chân

răng .

Các thông số bộ truyền.

Đường kính trung bình của bánh răng:

dm1 = Z1 . mtm = 28.2,55= 71,4(mm)

dm2 = Z2 . mtm = 128.2,55= 326.4(mm)

Đường kính chia ngoài của bánh chủ động và bị động:

de1 = mte. Z1 = 3.28 =84(mm)

de2 = mte. Z2 = 3.128 =384(mm)

Chiều cao răng ngoài : he = 2.hte .mte + c



hte = cos β m = cos 0° = 1



c = 0, 2.mte = 0, 2.3 = 0,6

⇒ he = 2.1.3 + 0,6 = 6,6( mm)

Chiều cao đầu răng ngoài:



hae1 = ( hte + xn1 .cos β m ).mte = (1 + 0.1).3 = 3( mm)

hae 2 = 2.hte .mte − hae1 = 2.1.3 − 3 = 3 (mm)



Chiều cao chân răng ngoài:



h fe1 = he − hae1 = 6,6 − 3 = 3,6 (mm)

h fe 2 = he − hae 2 = 6,6 − 3 = 3,6( mm)



Đường kính đỉnh răng ngoài:



d ae1 = d e1 + 2.hae1 .cos δ1 = 84 − 2.3.cos12°20'20'' = 78,14( mm)

d ae 2 = d e 2 + 2.hae 2 .cos δ 2 = 384 − 2.3.cos 77°39'40'' = 382,72 ( mm)



Chiều rộng vành răng:b=58



*Bảng các thông số cơ bản bộ truyền cấp nhanh.

Thông số

Giá trị

Re

196,5

mte

3



đơn vị

Mm

Mm



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



19



bw

Um

Z1

Z2

X1, X2



58



Mm

Mm

Răng

Răng



71,4



Mm

Mm

Mm

Mm

Mm

Mm



4,57

28

128

0

dm1



dm2

de1

de2

he

hae1; hae2

δ1 ; δ 2

dae1

dae2



326,4

84

384

6,6

3

12°20'20'' ; 77°39 '40 ''

78,14

382,72



Mm

Mm



II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ:

I.Chọn vật liệu:

Bộ truyền chịu tải nhẹ, tải không đổi và do không có yêu cầu đặc biệt về cơ

tính nên ta chọn vật liêu sau:

- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192-240. Có σ b3 = 750MPa ,

σ ch 3 = 450 MPa , HB=205.

- Bánh lớn : thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB = 170-217. Có σ b 4 = 600MPa ,

σ ch 4 = 340MPa , HB=190.

2.Xác định ứng suất cho phép:

a.Ứng suất tiếp cho phép:

Ứng suất tiếp cho phép được tính theo công thức:



[σH ] =



σ o H lim

.Z R .ZV .K xH .K HL

SH



(2.15)



Trong đó:

Z R :Hệ số xét đến ảnh hương độ nhám của mặt răng làm việc.

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

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



20



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

S H :hệ số an toàn. Tra bảng 6.2 [1] ta co S H = 1,1



σ o H lim :Úng suất tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở.

Theo bảng 6.2 (1) ta có: σ o H lim =2HB+70

o

σ H 3lim = 2.205 + 70 = 480( MPa)



=>



o

σ H 4lim = 2.190 + 70 = 450( MPa)



K HL : Hệ số tuổi thọ . K HL = m



H



N HO

N HE



N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về độ bền tiếp xúc.

N HO 3 = 30( HB3 ) 2,4 = 30.2052,4 = 1, 06.107

N HO 4 = 30( HB4 ) 2,4 = 30.1902,4 = 0,88.10 7



N HE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.Vì tải không đổi, quay một



chiều nên ta có :



N HE = 60.c.n.t∑



(2.16)



Với :

c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c=1.

n: Số vòng quay trên các trục: nII = 213,19 (vòng/phút)

nIII = 76, 41 (vòng/phút)

t∑ : Tổng số giờ làm việc giờ tΣ = 5.0, 5.365.24.0, 5 = 10950 giờ

Vậy



N HE 3 = 60.1.213,19.10950 = 1, 4.108

N HE 4 = 60.1.76, 41.10950 = 0,5.108

N HE 3 > N HO 3

N HE 3 = N HO3



Ta thấy



N HE 4 > N HO 4



Nên ta chọn



N HE 4 = N HO 4



=> K HL 3 = K HL 4 = 1

Trong bước tính thiết kế,sơ bộ lấy Z R .ZV .K xH .KHL =1

=> [σ H ] =



o

σ H lim

=>

SH



[σ H 3 ] =



o

σ H 3lim 480

=

= 436,36( MPa)

SH

1,1



[σ H 4 ] =



o

σ H 4lim 450

=

= 409,1( MPa)

SH

1,1



Vì đây là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ta chọn

[σ H ]sb =



[σ H 3 ] + [σ H 4 ] 436,36 + 409,1

=

= 422, 73( MPa)

2

2



b.Ứng suất uốn cho phép:

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



21



[σF ] =



σ o F lim

.YR .YS .K XF .K FC .K FL

SF



Trong đó:

YR :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám 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.

S F :hệ số an toàn. Tra bảng 6.2 [1] ta có S F = 1,75

σ o F lim :Úng suất uốn ứng với chu kì cơ sở.

Theo bảng 6.2 (1) ta có: σ o F lim = 1,8HB

=>



o

σ F 3lim = 1,8.205 = 369( MPa)

o

σ F 4lim = 1,8.190 = 342( MPa )

K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.Vì tải đặt một phía nên



K FC = 1

K FL : Hệ số tuổi thọ . K FL = m



H



N FO

N FE



N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về độ bền uốn.Với mọi loại



thép ta đều có N HO = 4.106

Vì NHF = NFE nên ta chọn NFE3 = NFE4 = NFO

=> K FL3 = K FL 4 = 1

Trong bước tính thiết kế,sơ bộ lấy YR .YS .K XF = 1

σ o F lim

K FC .K FL

SF

σo

369

[σ F 3 ] = F 3lim .K FC .K FL 3 =

.1.1 = 210,86( MPa)

SF

1, 75



Nên ta có : [ σ F ] =



=>



[σ F 4 ] =



o

σ F 4lim

342

.K FC .K FL 4 =

.1.1 = 195, 43( MPa)

SF

1, 75



c.Ứng suất cực đại khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại khi quá tải : [ σ H ] Max = 2,8σ ch

[σ H 3 ]Max = 2,8σ ch3 = 2,8.450 = 1260( MPa)

[σ H 4 ]Max = 2,8σ ch 4 = 2,8.340 = 952( MPa)



-Ứng suất uốn cực đại khi quá tải: [ σ F ] Max = 0,8σ ch

[σ F 3 ]Max = 0,8σ ch 3 = 0,8.450 = 360( MPa)

[σ F 4 ]Max = 0,8σ ch 4 = 0,8.340 = 272( MPa)



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



22



3.Xác định các thông số bộ truyền:

a. Xác định khoảng cách trục:

Theo công thức 6.15a [1] ta có:

aw = K a (u + 1) 3



T2 .khβ



[σH ]



2



.u.ψ ba



(2.17)



+ K a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Với cặp bánh răng

nghiêng làm bằng thép, theo bảng 6.5 [1] ta có K a = 43 MPa1/3

+ T2 : Mômen xoắn trục chủ động. T2 = 514254,89 (N.mm).

+ [ σ H ] : Ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ H ] = 422, 73( MPa) .

b



w

+ ψ ba = a :Hệ số chiều rộng, trong đó b là chiều rộng vành rằng; Theo bảng 6.6 [1]

w

ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 . Chọn ψ ba = 0, 4 .

ta có

+u: Tỉ số truyền: u=u2=2,79.

+ khβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về ứng suất tiếp xúc.

Theo công thức 6.16 [1] ta có:



ψ bd = 0,5ψ ba (u + 1) = 0,5.0, 4.(2, 79 + 1) = 0, 758

Theo bảng 6.7 [1] ta có : k H β = 1, 05; k F β = 1,12

⇒ aw = 43.(2.79 + 1). 3



514254,89.1, 05

= 227,14(mm)

422, 732.2, 79.0, 4



Chọn ⇒ aw = 235 (mm).

b. Xác định các thông số ăn khớp:

Theo công thức 6.17 [1] ta có môđun



m = (0, 01 ÷ 0, 02)aw = (0, 01 ÷ 0, 02).235 = 2,35 ÷ 4, 70 .



Theo bảng 6.8 [1] ta chọn modul pháp m = 3 .

Chọn sơ bộ β = 15o ,theo 6.31 [1] ta tính được số răng bánh nhỏ là:

2.aw .cos β 2.235.cos15o

=

= 39,9 Chọn z3=40.

m.(u + 1)

3.(2, 79 + 1)

Số răng bánh răng lớn: z4 = u.z3 = 2, 79.40 = 111, 6

z3 =



Chọn z4 = 112 .

z



112



4

Do đó tỉ số truyền sẽ là: um = z = 40 = 2,8

3



m( z + z )



3

4

Theo công thức 6.18 [1] : aw = 2.cos β ⇒ cos β =



m.( z3 + z 4 ) 3.(40 + 112)

=

= 0,970

2.aw

2.235



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



23



=> β = arc cos(0,988) = 14o1'11" nằm trong khoảng (8o ÷ 20o).

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

* Theo công thức 6.33 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

σ H = Z M Z H Zε



2.T2 .K H .(u2 + 1)

bw .u2 .d w32



(2.18)



Trong đó:

b



w

+ bw :Chiều rộng răng, từ công thức ψ ba = a ⇒ bw = aw .ψ ba = 235.0, 4 = 94(mm)

w

+ Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp, Theo bảng 6.5 [1]

ta có Z M = 274 MPa1/3

+ Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Theo 6.35 [1] tgβ b = cos α t .tgβ









tg 20o

o

= artg 

÷ = 20 33' 48"

÷

o



 cos(14 1'11") 

o

=> tg β b = cos α t .tg β = cos(20 33' 48").tg (14o1'11") = 0, 234

 tgα

 cos β



Với α t = α tw = artg 



=> β b = 13o9 '31"

Theo công thức 6.34 [1]

2.cos β b

2.cos(13o9 '31")

=

= 1, 72

sin 2α tw

sin(2.20o33'48")



ZH =



+ Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

b .sin β 94.sin(14o1'11")

- Theo công thức 6.37 [1] ta có:

εβ = w

=

= 2, 42 > 1

π .m



- Theo công thức 6.36c [1] ta có : Z =

ε

1



1



3,14.3



1

εα



1



1



o

Với ε α = [1,88 − 3, 2.( z + z )]cos β = [1,88 − 3, 2.( 40 + 112 )]cos(14 1'11") = 1,72

3

4



⇒ Zε =



1

= 0, 76

1, 72



+ K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức 6.39 [1]

K H = K H β .K Hα .K Hv



Với :

- K H β = 1, 05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng.



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



24



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

ăn khớp.

π .d w 3 .n2

60000

2.aw

2.235

=

=

= 123, 68(mm)

um + 1 2,8 + 1



Theo công thức 6.40 [1] v =

Theo bảng 6.11 [1]

⇒v=



d w3



(2.19)



3,14.123, 68.213,19

= 1, 38(m / s ) < 4(m / s)

60000



Theo bảng 6.13 [1] ta tra được bánh răng có cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14

[1] ta được K Hα = 1,13 .

- K Hv :Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo công thức

ν .b .d



H w w3

6.41 [1] ta có: K Hv = 1 + 2.T .K .K

2

Hα

Hβ



Trong đó theo 6.42 [1] ν H = δ H .go .v.



(2.20)

aw

um



(2.21)



Với : v = 1,413 (m/s) ; δ H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra

bảng 6.15 [1] ta có δ H = 0, 002 ; go : Hệ số kể đén ảnh hưởng của sai lệch các

bước răng bánh 1 và 2, theo bảng 6.16 [1] go = 73 .

⇒ vH = δ H .g o .v.



aw

235

= 0, 002.73.1,38.

= 1,85

um

2,8



1,85.94.123, 68

= 1, 018

2.514254,89.1,13.1, 05

Vậy K H = K H β .K Hα .K Hv = 1, 05.1,13.1, 018 = 1, 21

⇒ K Hv = 1 +



Vậy ta được ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc là:

σ H = 274.1, 72.0, 76.



2.514254,89.1, 21.(2,8 + 1)

= 388, 2( MPa)

94.2,8.123, 682



* Xác định chính xác ứng suất cho phép:

Theo 6.1 [1] với v= 1,38 < 5 m/s , ZV = 1 ; Với cấp chính xác động học

là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ

nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25( µm) , do đó Z R = 0,95 ;với da < 700 mm, K xH = 1 , do đó theo

công thức 6.1 và 6.1a [1]:

[σ H ]CX = [σ H ]sb .ZV .Z R .Z xH = 422,73.1.0,95.1 = 401, 6( MPa)

Ta thấy [σ H ]CX = 440, 46MPa > σ H = 388, 2 MPa và

∆σ H =



401, 6 −388.2

[ σ H ]CX − σ H

.100% =

.100% = 3,3% < 4% , vì vậy ta không cần

[σ H ]CX

401, 6



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



25



thay đổi khoảng cách trục mà chỉ cần tính lại chiều rộng răng theo công thức

(suy từ 6.58):

2



2



 σ 

 388,6 

bw = ψ ba .aw .  H ÷ = 0, 4.235. 

= 79, 4(mm) . Chọn bw = 80(mm)

[σ H ] 

422, 73 ÷









d. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 [1] ta có:

σ F3 =



2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF3

bw .d w 3 .m



; σ F 4 = σ F 3.



YF4

YF3



(2.22)



Trong đó:

+ T2 :mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 514254,89 (N.mm)

+ m: Môđun pháp .

1



1



+ Yε = ε = 1, 72 = 0,58 :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

α

+ Yβ = 1 −



β

14o1'11"

= 1−

= 0,9 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

140

140



+ YF 3 , YF 4 : Hệ số dạng răng bánh răng 3 và 4.

- Số răng tương đương:

z3

40

=

= 43,8

3

3

cos β cos (14o1'11")

z4

112

zv 4 =

=

= 122, 64

3

3

cos β cos (14o1'11")

zv 3 =



Theo bảng 6.18 ta được YF 3 = 3, 7 ; YF4 = 3, 6

+ K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F = K F β .K Fα .K Fv

(2.23)

Theo bảng 6.7 [1] K Fβ = 1,1

Theo bảng 6.14 với v = 1,296 m/s cấp chính xác 9 , K Fα = 1,37

K Fv = 1 +



ν F .b w .d w3

2.T2β.k F α.k F



(2.24)



aw

: Theo bảng 6.16 [1] ta có g o =73; 6.15 [1] δ F =0,006

u

a

235

⇒ vF = δ F .g 0 .v. w = 0, 006.73.1, 38.

= 5,54

um

2,8

vF .bw .d w3

5,54.80.123, 68

⇒ K Fv = 1 +

= 1+

= 1, 04

2.T2 .K F β .K Fα

2.514254,89.1,1.1,37

vH = δ F .g o .v.



Nên K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,1.1,37.1, 04 = 1,57



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



26



2.514254,89.1, 57.0,58.0,9.3, 7

= 105, 07( MPa ) < [σ F 3 ] = 231, 43( MPa )

80.123, 68.3

Y

3, 6

= σ F 3 . F 4 = 105, 07.

= 102, 23( MPa) < [σ F 4 ] = 221,14( MPa)

YF 3

3, 7



σF3 =

σF4



Vậy bánh răng đảm bảo độ bền về uốn.

e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Kiểm nghiệm quá tải về tiếp xúc:

σ H max = σ H . kqt = σ H .



Tmax

= 388, 2 1, 2 = 425, 25( MPa) < [σ H ]max = 1260( MPa)

Tdn



+ Kiểm nghiệm quá tải về uốn:

Ta có: σ F max = σ F .kqt ≤ [σ F ]max



(2.25)



σ F 3max = σ F 3 .kqt = 105, 07.1, 2 = 126, 08( MPa) < [σ F 3 ]max = 360( MPa)

σ F 4max = σ F 4 .kqt = 102, 23.1, 2 = 122, 68( MPa) < [σ F 4 ]max = 272( MPa)



Vậy bánh răng đảm bảo độ bền về quá tải.



f.Bảng số liệu (theo bảng 6.11 [1])

Các thông số bộ truyền.

- Khoảng cách trục

: aw = 235 mm

- Mô đun

: m= 3 (mm)

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



27



- Góc nghiêng răng

- Bánh răng

- Hệ số dịch chỉnh

- Góc profin gốc



: β = 14°1'11''

: z3 = 40

: z4 = 112

: x=0

: α = 15°



m.z3

3.40

=

= 123,68(mm)

cos β cos14°1'11''

m.z4

3.112

=

= 346,32(mm)

: d4 =

cos β cos14°1'11''

- Đường kính vòng đỉnh : d a 3 = d 3 + 2.m = 123,68 + 2.3 = 129,68( mm)

: d a 4 = d 4 + 2.m = 346,32 + 2.3 = 352,32( mm)

2.aw

2.235

=

= 124(mm)

- Đường kính vòng lăn : d w 3 =

ut 2 + 1 2,79 + 1

: d w 4 = d w3 .ut 2 = 124.2,79 = 345,96(mm)

- Đường kính cơ sở

: d b 3 = d 3 .cos α = 123,68.cos15 = 119, 47( mm)

: d b 4 = d 4 .cos α = 346,32.cos15 = 334,52( mm)

- Đường kính vòng chân : d f 3 = d 3 − 2,5.m = 123,68 − 2,5.3 = 116,18( mm)



4min

4max



X4max



X4min



Xmax



2min



2max



Xmin



X2max



X2min



- Dường kính vòng chia : d 3 =



= d 4 − 2,5.m = 346,32 − 2,5.3 = 338,82( mm)

bw3 = 83, 2(mm)



:d

- Chiều rộng vành răng



:



f4



bw 4 = 80( mm)



III. KIỂM TRA BÔI TRƠN CHẠM TRỤC :

1.Kiểm tra bôi trơn:

Với vận tốc nhỏ hơn 12÷15 (m/s) thì ta chọn phương pháp bôi trơn là ngâm

dầu.



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



28



Hình 2.1

Gọi khoảng cách từ tâm các bộ truyền tới mưc dầu lớn nhất và nhỏ nhất của hộp

giảm tốc là: X 2max , X 2min , X 4max , X 4min

* Xác định mức dầu tối thiểu X min :

- Với bộ truyền bánh răng côn v= 3,6 > 1,5 m/s nên ta có:

d ae 2

382, 72

− b2 .sin δ 2 + 5 =

− 58.sin(77 o39 ' 40") + 5 = 139, 7( mm)

2

2

d

- Với bộ truyền bánh răng trụ ta có: X 4 min = a 4 − lmin

2

X 2min =



(2.26)



Trong đó :

+ d a :Đường kính đỉnh răng.

+ l4min = (0, 75 ÷ 2)h ; h = 2, 25.m = 2, 25.3 = 6, 75 mm .h là chiều cao răng

l4min = (0,75 ÷ 2)h = (5, 0625 ÷ 13,5) mm Chọn l 4 min = 13,5(mm)

Nên ta có: X 4min =



da 4

352,32

− l4min =

− 13,5 = 162, 66(mm) .

2

2



* Xác định mức dầu tối đa X max :

Với bánh răng 2 có v = 3,6 > 1,5 m/s nên ta có:

X 2max = X 2 min − 10 = 139, 7 − 10 = 129, 7(mm) .

Với bánh răng số 4 có v=1,38 <1,5 m/s nên ta có:

X 4max =



da 4

− lmax

2



lmax = 1/ 4 bán kính bánh rang =



d a 4 352,32

=

= 44, 04

8

8



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



29