Phần ii. Tính hộp giảm tốc.

Zv: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.

Kxh :Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng .

KHL:Hệ số tuổi thọ.

0

H lim :ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

+Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn

HB 180..350 có:

0

H lim = 2 HB + 70 , SH = 1,1.

o

F lim = 1,8 HB , SF = 1,75.

0

0

H lim , F lim : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng

với chu kỳ cơ sở.

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .

+Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 175Mpa

+Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 190Mpa

o

+ Có: H lim1 = 2HB1+70 = 2 . 190 + 70 = 450 MPa.

o

H lim 2 = 2HB2+70 = 2 . 175 +70 = 420 MPa.

o

F lim1 = 1,8 . 190 = 342MPa.

o

F lim 2 = 1,8 .175= 315 MPa.

a-Xác định ứng suất cho phép:

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

NHO = 30 . H 2, 4 (Công thức 6.5 trang 93)

HB

- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1:

NHO1 = 30 . 1902,4 = 0.88 . 107 MPa

- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2:

NHO2 = 30 . 175 2, 4 = 0,725 . 107 MPa

- Số chu kỳ ứng suất tơng đơng:

T

NHE = 60 ì c ì i

T

max



3





ì ni ì t i







Trong đó:

+ c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1.

+ Ti,ni,ti : Lần lợt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ

i của bánh răng đang xét.

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng của bánh 2:

2



NHE2 = 60 ì c ì n2 ì Lh





2



t1 t1 t1 t2

. +

=

t t



1 ck t2 tck



NHE2 = 60 ì 1 ì 280,08 ì 15000 ì



4,8 3 2

+ 0,8 = 5,1.108

8 8



Ta nhận thấy NHE2>NHO2 KHL2=1. (hệ số tuổi thọ)

Tơng tự suy ra NHE1>NHO1 Chọn KHL1 = 1

Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là :

0

[ H ] = H lim ì



K HL

SH



(Công thức 6.1a)



(SH - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2)

Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:



[ H 1 ] =



450 ì 1

= 409,09MPa

1,1



4



[ H 2 ] =



420 ì 1

=381,8 MPa.

1,1



Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12)



[ H ] = [ H 1 ] + [ H 2 ] = 409,09 + 381,8 =395,95 MPa < 1,25 [H2] .

2



2



b-Xác định ứng suất uốn cho phép:

+ Số chu kỳ ứng suất uốn tơng đơng:

T

NFE = 60 . c . i

T

max













mF



ì ni ì t i



mF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB 350,

từ đó suy ra mF = 6.

Các thông số còn lại có ý nghĩa nh các thông số ở công thức tính ứng suất

tiếp xúc cho phép ở phần trên.

Có số chu kỳ ứng suất tơng đơng của bánh 2

6

T 6 t

T2 t 2

1

1

NFE2 = 60 ì c ì n2 ì t i ì ì + ì





t1

T1 t ck T1





NFE2 = 60 ì 1 ì 280,08 ì 15000 ì 16 ì







4,5

3

+ 0,86 ì = 1,67 ì 108

8

8



Có NFE2 > NFO2 =4.10 Chọn KFL2 = 1

Suy ra NFE1> NFO1 Chọn KFL1=1

(KFL hệ số tuổi thọ)

Có ứng suất uốn cho phép:

6



0

F lim ì K FC ì K FL

[F] =

SF













(NF02=4.106 với tất cả loại thép)



(Công thức 6.2a)



KFC : Hệ số xét ảnh hởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều KFC = 1.

Có ứng suất cho phép của bánh 1:

441 ì 1 ì 1



[F]1 = 1,75 = 252 MPa

Có ứng suất cho phép của bánh 2:

414 ì 1 ì 1



[F]2 = 1,75 = 236,5MPa

c-ứng suất quá tải cho phép:

Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [H]max = 2,8 .ch (Công thức 6.13)

[F]max = 0,8 . ch (Công thức 6.14)

Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[H]max = 2,8 .ch = 2,8 . 450 = 1260 MPa.

Có độ bền uốn cho phép khi quá tải:

Bánh răng 1:

[F1]max = 0,8 ch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa

Bánh răng 2:

[F2]max = 0,8 ch1 = 0,8 . 450 = 360 MPa.

IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng.

a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có:

5



aw= Ka(u +1)



T1 K H



3



[ H ] 2 u ba



Trong đó :

Ka _ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng

ta có :

Ka= 43 MPa1/3 ( theo bảng 6.5 trang 96)

Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng ,

ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có ba = 0,3.

Theo công thức 6.16 trang 97 ta có :

bd= 0,53ba(u + 1) = 0,53 . 0,3 . (3,9 + 1) = 0,779

Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : KH= 1,08 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều

Tải trọng trên bề rộng vành răng.

aw= 43( 3,9 + 1)

Lấy aw= 200 mm.



3



140822,3 ì 1,08

=

( 395,45) 2 ì 3,9 ì 0,3 198,1 ( mm)



b-Xác định các thông số ăn khớp:

+ Xác định môđun : m = (0,01 ữ0,02) . aW (Công thức 6.17)

m = 1,9 ữ 3,8.

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn mn = 3.

+ Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : = 100, có cos = 0,9848.

* Số răng bánh nhỏ : z1 =



2 ì aW ì cos

(Công thức 6.31)

m ì (u + 1)



2 ì 200 ì 0,9848



z1 = 3 ì (3,9 + 1) = 26,8 (răng). Lấy z1 = 27 răng.

* Số răng bánh lớn : z2 = z1 . u = 27 . 3,9 = 105,3 (răng) . Lấy z2= 106 răng.

Từ đó ta có:

Tỷ số truyền thực tế là : u1= um= z2/z1= 106 / 27 = 3,925

aw=



m( z1 + z2 ) 3 ì ( 27 + 106 )

=

= 202,6 mm # aw= 200 mm

2 cos

2 ì 0,9848



Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng :

z1 + z 2



cos = m . 2 ì a (Công thức 6.18)

wư

= 2,5 ì (27 + 106) = 0,9975

2 ì 200



Góc nghiêng của răng: = 12,63 0

Xác định hệ số dịch chỉnh

Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục

cho trớc do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh

x1 =x2 =0.

c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất

tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33

H = ZM*ZH*Z



2 * T1 * K H * (u1 + 1)

2

bW * d w1 * u1



[H] (Công thức 6.33).

6



Trong đó:

+ ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp.

Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép

ZM = 274 (MPa)1/3

+ZH : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có :

2 ì cos b

sin 2 tW



ZH =



(Công thức 6.34)



Trong đó :



b: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có :

tgb =cost . tg

(Công thức 6.35)

đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có :

tg



t = tw = arctg( cos )



với = 200.(TCVN)



tg 200

) = 20,450

t = arctg(

0,9975



tgb = cos20,450 . tg12,630 = 0,209

b =11,80.

ZH =



2 ì cos11,80

= 1,66.

sin(2 ì 20,450 )



Có KH = 1,08.

Từ đó ta có:

+ bW : Chiều rộng vành răng, có bW = ba . aW = 0,3 .200 = 60 (mm).

Lấy bw= 60 mm.

+ Z : Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc:

bw ì sin

60 ì sin 12,630

=

= 1,4 >1.

ìm

ì3

1

Z = (Công thức 6.36c trang 105).





=

Nh vậy:



: Hệ số trùng khớp. Có :





1







1



1



= 1,88 3,2 ì Z + Z cos (Công thức 6.38).





1

2











= 1,88 3,2 ì 27 + 106 ì 0,9975 = 1,7.





Z =







1







1

= 0,766

1,7



+dW1 : Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ, có:

2aW

(Công thức trong bảng 6.11).

um + 1

2 ì 200

dW1 =

= 81,6 (mm).

3,9 + 1

ì d w1 ì n1

Vận tốc dài của vành răng. Có : v =

(CT 6.40)

60000



dW1 =



7



3,14 ì 81,6 ì 280,08



= 1,19 m

v=

s

60000

Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8.

+ KH : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có:

KH = KH . KH . KHV.

*KH : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng

vành răng, KH = 1,08.

*KH : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi

răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có KH = 1,13.



KHV : Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trên

vùng ăn khớp. Có:



KHV = 1+



H ì bw ì d W 1

2 ì T1 ì K H ì K H



(Công thức 6.41).



aW



Với H = H . go . v . u ( Công thức 6.42)

1

Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có : H = 0.002, go = 73.

H = 0,002 . 73 . 0,96 .



200

= 1,02 < Hmax = 380.

3,9



Trong đó Hmax = 380 là giá trị có đợc khi tra bảng 6.17.

Từ các giá trị trên có :

KHV = 1 +



1,02 ì 60 ì 81,6

= 1,01.

2 ì 140822,3 ì 1,08 ì 1,13



KH = KH . KH . KHV = 1,08 .1,13 .1,01 = 1,27.

Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

2 ì 140822,3 ì (3,925 + 1) ì 1,27

60 ì 3,925 ì 81,6 2

H = 274 .1,66 .0,769

= 377,02 (MPa).



+ [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có

[H] = 395,95Mpa

Vậy H < [ H] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ:

Công thức 6.43 và 6.44 ta có :

F1 =



2 ì T1 ì K F ì Y ì Y ì YF1

bW ì m ì d W 1



YF2



[F1] ; F2 = F1 ì Y



F1



[F2].



+ KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có :

KF = KF . KF . KFV (Công thức 6.45 trang 109).



KF : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành

răng khi tính

về uốn. Theo bảng 6.7 : KF=1,17.

KF : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có :

KF = 1,37.

8







KFV : Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện

trong vùng

ăn khớp khi tính về uốn. Có :

KFV = 1+



F ì bw ì d w1

2 ì T1 ì K F ì K F



(Công thức 6.46)



aw



F = F . go . v . u (Công thức 6.47)

1

Theo bảng 6.15 và 6.16, có F = 0,006 ; go = 73.

Với :



200

= 9,92

3,925

9,92 ì 60 ì 81,6

= 1,107 .

KFV = 1+

2 ì 140822.3 ì 1,17 ì 1,37



F = 0,016 .73 . 1,19 .

Từ đó ta có:



Từ các giá trị tìm đợc, ta có KF = 1,17 . 1,37 . 1,107 = 1,77.

+ Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y =



1

với = 1,7.





1



Y = 1,7 = 0,592.

+ YF1,YF2 : Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tơng đơng:

z1

z2

;

zvn2 =

;

3

cos

cos 3

27

115

zvn1 = 0,99753 = 29,05 ; zvn2 = 0,99753 = 114,14



zvn1 =



Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 và x2=0

Theo bảng 6.18 có :

YF1 = 3,80 ; YF2 = 3,60.

+ Có Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có :

0

12,630

= 0,9095

Y = 1- 0 = 1

140

1400



Từ các giá trị tìm đợc ở trên có:



F1=



2 ì 140822.3 ì 1,77 ì 0,592 ì 0,90905 ì 3,80

= 67,7 MPa

60 ì 81,6 ì 3



3,60



F2 = 67,7 ì 3,80 = 66,03MPa .

Vậy F1=67,7 MPa < [F1] =195.5 MPa và F2=66.03 MPa < [F2] =180 MPa.

Nh vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn.

e-Kiểm tra điều kiện quá tải:

ứng suất tiếp xúc cực đại:

Hmax = H . K qt [H]max. (Công thức 6.48).

Fmax = F . Kqt [F]max . (Công thức 6.49).

Có Kqt: Hệ số quá tải, có:

Kqt = Tmax/ T= 1,4 .

Từ đó ta có Hmax= 395.45 x 1,7 = 515,6 (MPa) < [H]max= 1260 MPa.

F1max = F1 . Kqt = 67.7 x1,7 = 118,4 MPa < [F1]max = 272 MPa.

9



F2max = F2 . Kqt = 66.03x 1,7 = 112.25 MPa < [F2]max = 272 MPa.

Nh vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải.



Các thông số và kích thớc của bộ truyền

Thông số

Khoảng cách trục

Môđun pháp

Chiều rộng vành răng

Tỉ số truyền

Góc nghiêng của răng

Số răng bánh răng

Hệ số dịch chỉnh

đờng kính chia

Đờng kính lăn



Ký hiệu

aW

m

bW

u



Z

x

d

dW



Đờng kính đỉnh răng



da



Đờng kính đáy răng



df



Góc prôfin gốc

Góc prôfin răng

Góc ăn khớp

Hệ số ăn khớp ngang





t

W





Giá trị

aW=200 mm.

m=3

bW = 60 mm.

u = 3,9

= 12,630

Z1 = 27 răng, z2 = 106 răng

x1 = 0

x2= 0

d1 = 83 mm, d2 = 325.88 mm

dW1 = 81,6 mm ,

dW2 = 318,7 mm

da1 = 89mm,

da2 = 348,88 mm

df1 = 75,5 mm,

df2 = 295,96 mm

= 200

t = 20,450

W = 20,450

= 1,7



B. tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ

răng Nghiêng Giữa trục 1 và trục 2

I- Chọn vật liệu.

Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92

chọn:

+Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241285

có b1 = 850MPa, ch1 = 580MPa .

+Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192..240, có

b 2 = 750 MPa, ch 2 = 450 MPa .

II-Tỉ số truyền.

+Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u2= 5,07

III-Xác định ứng suất cho phép

ứng suất tiếp súc cho phép đợc xác định theo công thức:



[ H ] =



0



H lim



sH



. ZR.Zv.Kxh.KHL



ZR :Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc .

Zv: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.

Kxh :Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng .

10



KHL:Hệ số tuổi thọ.

0

H lim :ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

+Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn

HB 180..350 có:

0

H lim = 2 HB + 70 , SH = 1,1.

o

F lim = 1,8 HB , SF = 1,75.

0

0

H lim , F lim : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng

với chu kỳ cơ sở.

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .

+Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 230 MPa.

+Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 245 MPa.

o

+ Có: H lim1 = 2HB1+70 = 2 . 245+70=560 MPa.

o

H lim 2 = 2HB2+70 = 2 . 230+70=530 MPa.

o

F lim1 = 1,8 . 245=441Mpa

o

F lim 2 = 1,8 .230=414Mpa

a-Xác định ứng suất cho phép:

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

NHO = 30 . H 2, 4 (Công thức 6.5 trang 93)

HB

- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1:

NHO1 = 30 . 2452,4 = 1.7x 107 MPa

- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2:

NHO2 = 30 . 230 2, 4 = 1.39x 107 MPa

- Số chu kỳ ứng suất tơng đơng:

T

NHE = 60 ì c ì i

T

max



3





ì ni ì t i







Trong đó:

+ c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1.

+ Ti,ni,ti : Lần lợt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ

i của bánh răng đang xét.

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng của bánh 2:

2



2



NHE2 = 60 ì c ì n2 ì Lh t1 . t1 + t1 t2 =





t t



1 ck t2 tck





NHE2 = 60 ì 1 ì 1420 ì 15000 ì



4,8 3 2

+ 0,8 = 1.108

8 8



Ta nhận thấy NHE2>NHO2 KHL2=1. (hệ số tuổi thọ)

Tơng tự suy ra NHE1>NHO1 Chọn KHL1 = 1

Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là :

0

[ H ] = H lim ì



K HL

SH



(Công thức 6.1a)



(SH - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2)

Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:

560 ì 1

= 509 MPa

1,1

530 ì 1

=481,81 MPa.

[ H 2 ] =

1,1



[ H 1 ] =



11



Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12)



[ H ] = [ H 1 ] + [ H 2 ] = 509,9 + 481,81 =495,4 MPa < 1,25 [H2] .

2



2



b-Xác định ứng suất uốn cho phép:

+ Số chu kỳ ứng suất uốn tơng đơng:

T

NFE = 60 . c . i

T

max













mF



ì ni ì t i



mF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB 350,

từ đó suy ra mF = 6.

Các thông số còn lại có ý nghĩa nh các thông số ở công thức tính ứng suất

tiếp xúc cho phép ở phần trên.

Có số chu kỳ ứng suất tơng đơng của bánh 2

6

T 6 t

T2 t 2

1

1

NFE2 = 60 ì c ì n2 ì t i ì ì + ì





t1

T1 t ck T1





4,5

3

NFE2 = 60 ì 1 ì 1420 ì 15000 ì 16 ì + 0,86 ì = 8,467 ì 108





8

8





Có NFE2 > NFO2 =4.106 Chọn KFL2 = 1

Suy ra NFE1> NFO1 Chọn KFL1=1

(KFL hệ số tuổi thọ)

Có ứng suất uốn cho phép:

0

F lim ì K FC ì K FL

[F] =

SF



(NF02=4.106 với tất cả loại thép)



(Công thức 6.2a)



KFC : Hệ số xét ảnh hởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều KFC = 1.

Có ứng suất cho phép của bánh 1:

441 ì 1 ì 1



[F]1 = 1,75 = 252 MPa

Có ứng suất cho phép của bánh 2:

414 ì 1 ì 1



[F]2 = 1,75 = 236,5MPa

c-ứng suất quá tải cho phép:

Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [H]max = 2,8 .ch (Công thức 6.13)

[F]max = 0,8 . ch (Công thức 6.14)

Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[H]max = 2,8 .ch = 2,8 . 450 = 1260 MPa.

Có độ bền uốn cho phép khi quá tải:

Bánh răng 1:

[F1]max = 0,8 ch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa

Bánh răng 2:

[F2]max = 0,8 ch1 = 0,8 . 450 = 360 MPa.

IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng.

a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có:

aw= Ka(u +1)



3



T1 K H



[ H ] 2 u ba



Trong đó :

Ka _ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng

12



ta có :

Ka= 43 MPa1/3 ( theo bảng 6.5 trang 96)

Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng ,

ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có ba = 0,4.

Theo công thức 6.16 trang 97 ta có :

bd= 0,53ba(u + 1) = 0,53 . 0,4 . (5,07 + 1) = 1,214

Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : KH= 1,13 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều

Tải trọng trên bề rộng vành răng.

aw= 43( 5,07 + 1)

Lấy aw= 110 mm.



3



28919 ì 1,13

=

( 495,4) 2 ì 5,07 ì 1,214 105,4( mm)



b-Xác định các thông số ăn khớp:

+ Xác định môđun : m = (0,01 ữ0,02) . aW (Công thức 6.17)

m = 1,1 ữ 2,2.

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn mn = 2,5.

+ Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : = 100, có cos = 0,9848.

* Số răng bánh nhỏ : z1 =



2 ì aW ì cos

(Công thức 6.31)

m ì (u + 1)



2 ì 110 ì 0,9848



z1 = 3 ì (5,07 + 1) = 24,5 (răng). Lấy z1 = 24 răng.

* Số răng bánh lớn : z2 = z1 . u =24x5.07 = 121.68(răng) . Lấy z2= 121 răng.

Từ đó ta có:

Tỷ số truyền thực tế là : u1= um= z2/z1= 121/ 24 = 5.042

aw=



m( z1 + z2 ) 1.5 ì ( 24 + 121)

=

= 110,45 mm # aw= 110mm

2 cos

2 ì 0,9848



Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng :

z1 + z 2



cos = m . 2 ì a (Công thức 6.18)

wư

= 1,5 ì (24 + 121) = 0,988

2 ì 110



Góc nghiêng của răng: = 8,6 0

Xác định hệ số dịch chỉnh

Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục

cho trớc do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh

x1 =x2 =0.

c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất

tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33

2 * T1 * K H * (u1 + 1)

2

bW * d w1 * u1



H = ZM*ZH*Z

[H] (Công thức 6.33).

Trong đó:

+ ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp.

Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép

ZM = 274 (MPa)1/3

+ZH : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có :

13



2 ì cos b

sin 2 tW



ZH =



(Công thức 6.34)



Trong đó :



b: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có :

tgb =cost . tg

(Công thức 6.35)

đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có :

tg



t = tw = arctg( cos )



với = 200.(TCVN)



tg 200

) = 20,220

t = arctg(

0,988



tgb = cos20,220 . tg8,60 = 0,142

b =8,10.

ZH =



2 ì cos 8,10

= 1,75.

sin(2 ì 20,220 )



Có KH = 1,13.

Từ đó ta có:

+ bW : Chiều rộng vành răng, có bW = ba . aW = 0,4 .110 = 44 (mm).

Lấy bw= 44 mm.

+ Z : Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc:

bw ì sin

44 ì sin 8,60

=

=

= 1,39 >1.

ìm

ì 1.5

1

Nh vậy: Z = (Công thức 6.36c trang 105).





: Hệ số trùng khớp. Có :





1







1



1



= 1,88 3,2 ì Z + Z cos (Công thức 6.38).





1

2











= 1,88 3,2 ì 27 + 106 ì 0,988 = 1,7.





Z =







1







1

= 0,766

1,7



+dW1 : Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ, có:

2aW

(Công thức trong bảng 6.11).

um + 1

dW1 = 2 ì 110 = 36,2 (mm).

5.07 + 1

ì d w1 ì n1

Vận tốc dài của vành răng. Có : v =

(CT 6.40)

60000

3,14 ì 36.2 ì 1420

= 2,7 m

v=

s

60000



dW1 =



Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8.

+ KH : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có:

KH = KH . KH . KHV.

14