e. Xác định thông số ăn khớp.

Tra bảng 6.22 [1] ta được z1 p = 17

Với HB < 350 => z1 = 1, 6 z1 p = 1, 6.17 = 27, 2 Chọn z1 = 28

- Đường kính trung bình và môđun trung bình:

d m1 = (1 − 0,5 K be ).d e1 = (1 − 0,5.0,3).83, 20 = 70, 72 (mm)

mtm =



d m1 70, 72

=

= 2,53 (mm)

Z1

28



-Môđun vòng ngoài:

mte =



mtm

2,53

=

= 2,98 (mm)

(1 − 0,5.K be ) (1 − 0,5.0,3)



mte = 3 ( mm)

Theo 6.8 [1] lấy trị số tiêu chuẩn

Do đó mtm = mte (1 − 0,5.K be ) = 3.(1 − 0,5.0,3) = 2,55 (mm)

d



70, 72



m1

=> Số răng bánh nhỏ z1 = m = 2,55 = 27, 7 => Chọn Z1 = 28 (răng)

tm

Số răng bánh lớn : z2 = u1.z1 = 4,55.28 = 127, 4 chọn Z 2 = 128 (răng)



z



128



2

Do đó tỉ số truyền : um = z = 28 = 4,57

1



z

28

δ1 = arctg ( 1 ) = arctg ( ) = 12o 20 ' 20"

z2

128

-Góc côn chia:

o

o

⇒ δ 2 = 90 − δ1 = 77 39 ' 40"



- Chiều dài côn ngoài thực:

2

Re = 0,5.mte . z12 + z2 = 0,5.3. 282 + 1282 = 196,5 (mm)



*Chọn hệ số dịch chỉnh chiều cao:

Với bộ truyền bánh răng côn không nên dịch chỉnh => x1=x2=0



Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

Điều kiện bền:

2.T1.k H . um 2 + 1

σ H = Z M Z H Zε .

≤ [σH ]

2

0,85.b.d m1.um



(2.5)



Trong đó:

Z M :Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của cặp bánh răng ăn khớp.Theo 6.5

[1] ta có Z M = 274 MPa1/3



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



14



Z H :Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc.Theo 6.12 [1]

với x1 = x2 = 0 ta tra được Z H = 1, 76

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



Với răng thẳng



Zε =



4 − εα

3



(2.6)



Với ε α :Hệ số trùng khớp ngang .

ε α = 1,88 − 3, 2.(

⇒ Zε =



1 1

1

1

+ ) = 1,88 − 3, 2.( +

) = 1, 74(*)

z1 z2

28 128



4 − 1, 74

= 0,87

3



k H :Hệ số tải trọng. k H = kH β .kH α .k HV



Với: k H β : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng. Ta có

K H β = 1, 23



k Hα :Hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp. Vì bánh răng là răng

côn thẳng nên k Hα = 1 .

k HV : Hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp.

ν H .b.d m1

k HV = 1 +

(2.7)

2.T1.k H β .k Hα



Với:



b: Bề rộng vành răng. b = kbe .Re = 0,3.196,5 = 58,95 (mm)

d m1 (um + 1)

um

π .d m1.n1 3,14.70, 72.970

v=

=

= 3, 6(m / s )

60000

60000



ν H = δ H .go .v.



(2.8)



Theo bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác là 8. Với bánh răng có vát đầu ,HB <

350 tra bảng 6.15 [1] ta được :

δ H =0,004 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

g o =56 :Hệ số đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 với

m =3 ≤ 3,55, cấp chính xác 8.

70, 72.(4, 57 + 1)

= 7, 49

4,57

7, 49.58,95.70, 72

= 1+

= 1,11

2.120113, 4.1, 23.1



Từ (2.8) ⇒ vH = 0, 004.56.3, 6.

v .b.d



H

m1

Vậy K HV = 1 + 2.T .K .K

1

Hβ

Hα



=> k H = k H β .k Hα .k HV = 1, 23.1.1,11 = 1,365

=>Ứng suất tiếp xúc sẽ là:

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



15



2.120113, 4.1,365. 4,57 2 + 1

= 485,56( MPa)

0,85.58,95.70, 722.4,57



σ H = 274.1, 76.0,87.



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



[ σ H ] cx = [ σ H ] sb .ZV .Z R .k XH



(2.9)



Trong đó :

ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Với v = 3,6 (m/s) < 5 (m/s), và HB <

350 => ZV =1.

Z R : Hệ số xác động học 6 cần gia công bề mặt đạt Ra =2,5 ÷ 1,25 µ m

=> Z R = 0,95

k XH : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng, phụ thuộc vào kích thước vòng

đỉnh dae< 700 mm => k XH =1.

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ là:

[σ H ]cx = 518,18.1.0,95.1 = 492, 27( MPa)

Ta thấy [σ H ]cx = 492, 27 MPa < σ H = 485,56MPa



Sai lệch giữa ứng suất thực tế và ứng suất cho phép:

∆σ H =



σ H − [σ H ]cx

.100% =

[σ H ]cx



492, 27 − 485,56

.100% = 1,36% < 4%

492, 27



Vậy ta chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng theo công thức:

 σH

b = kbe .Re. 

 [σH ]

cx



Chọn b = 58(mm)



2



2



 485,56 

÷ = 0,3.196,5. 

÷ = 57,35( mm)

÷

 492, 27 





Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Điều kiện bền:

σ F1 =



2.T1.k F .Yε .Yβ .YF 1

0,85.b.mnm .d m1



≤ [ σ F 1 ] ; σ F 2 = σ F 1.



YF2

≤ [σ F2 ]

YF1



(2.10)



Trong đó:

T1 – là momen xoắn trên trục chủ động, T1 = 120113.4 (N.mm)

mnm – là mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng

mnm = mtm = 2,55 (mm).

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



16



b – là chiều rộng vành răng, b = 58 (mm).

dm1 – là đường kính trung bình của bánh răng chủ động,

dm1=70.72(mm)

- Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.Với răng thăng ta có Yβ =1.

- YF1 , YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6.18 [1] theo số răng tương đương.

Số răng tương đương được tính theo công thức : zv =

zv1 =



z1

28

=

= 28, 66 ⇒ YF 1 = 3,8

cos δ1 cos(12o 20 ' 20")



zv 2 =



z

cosδ



z2

128

=

= 599 ⇒ YF 1 = 3, 6

cos δ 2 cos(77 o39 ' 40")



⇒

1



- Yε = ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

α

1



Theo (*) ε α = 1, 74 ⇒ Yε = 1, 74 = 0,575

ε α Là hệ số trùng khớp ngang

- k F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn.

k F = kF β .k Fα .k FV



(2.11)

Với : + k F β : Hê số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng. Với

K be .u1

= 0, 77 tra bảng 6.21 (1) ta được k F β = 1, 47 .

2 − K be



+ k Fα : Hệ số phân bố khong đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

khi tính về uốn, với bánh răng thẳng k Fα = 1 .

+ k FV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Với

Với:



k FV = 1 +



ν H .b.dm1

2.T1.k F β .k Fα



(2.12)



b: Bề rộng vành răng. b = 58(mm)

d m1 (um + 1)

um

v = 3, 6(m / s)



ν H = δ F .go .v.



Theo bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác là 8. Với bánh răng có vát đầu ,HB <

350 tra bảng 6.15 [1] ta được :

δ F =0,011 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

g o =56 :Hệ số đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 với

m =3 <3,55, cấp chính xác 8.

TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



17



70, 72.(4,57 + 1)

= 20, 59

4, 57

20,59.58.70, 72

⇒ k FV = 1 +

= 1, 24

2.120113, 4.1, 47.1

⇒ k F = k F β .k Fα .k FV = 1, 47.1.1, 24 = 1,823

⇒ vH = 0, 011.56.3, 6.



2.120113, 4.1,823.0,575.1.3,8

= 107.63( MPa )

0,85.58.2,55.70, 72

Y

3, 6

= σ F 1 . F 2 = 107, 63.

= 102( MPa)

YF 1

3,8



σ F1 =

σF2



- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

Ta có: [ σ F ] = [ σ F ] .YR .YS .k XF

(2.13)

Với : + YR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng. YR = 1 .

+ YS : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trạng thái

ứng suất. YS = 1, 08 − 0, 0695ln( m) = 1,08 − 0, 0695ln 2,55 = 1, 014 .

+ k XH : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng đến độ bền uốn, phụ

thuộc vào kích thước vòng đỉnh dae< 700 mm => k XF =0,95.

⇒



[σ F 1 ] = 267, 43.1.1, 014.0,95 = 257, 62( MPa)

[σ F 2 ] = 257,14.1.1, 014.0,95 = 247, 70( MPa)

σ F 1 = 93,89 < [σ F 1 ] = 257, 62MPa



Ta thấy



σ F 2 = 88,95 < [σ F 2 ] = 247, 70 MPa



Vậy răng đảm bảo đủ độ bền về uốn

Kiểm nghiệm quá tải.

Khi làm việc có thể xảy ra hiện tượng quá tải hay quá tải trong quá trình mở máy.

Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm quá tải cho răng.

qt



K =T



max



1



/T =T



mm



1



1



1



/ T = 1,4.T / T = 1,4



Ứng suất tiếp xúc cực đại :



σ H max = σ H . K = 518,18. 1,3 = 590,82 < [σ H ]max =1624( MPa)

bd



=> Thỏa



mãn yêu cầu đảm bảo không gây biến dạng dư hay gẫy dòn bề mặt tiếp xúc.

Ứng suất uốn cực đại :



TRƯỜNG ĐH KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP THÁI NGUYÊN



18



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