Tài liệu Chương 5:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM pptx

Chương 5:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP
CHẬM
1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng:
Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau:
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới hạn
bền
b

N/mm
2
Giới hạn
chảy
ch

N/mm
2
Độ cứng
HB
Bánh
ch
ủ
động
Thép
45X
Tôi cải
thiện
850 650 230….280

Bánh bị
động
Thép
40X
Tôi cải
thiện
850 550 230…280
2. Định ứng suất cho phép:
Chọn độ cứng HB
cđ
= 260 và HB
bđ
= 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:
CT 6.1 và 6.2 [1 tr 91] : [σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ

F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) Y
R
Y
V
K
xF
K
FC
K
FL
.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z
R
Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
V
K
xF
= 1 do

đó chỉ còn :
[σ
H
] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) K
FC
K
FL
Với σ
0
Hlim,
σ
0
Flim
: lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất
uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr
94] ta được :σ

0
Hlim
= 2HB+70= 2x260+70=590 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 260 = 468.(với bánh chủ động).
S
H
và S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng
6.2 [1 tr 94] ta được S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75 (với bánh chủ
động).
K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.K
FL
= 1 khi đặt tải một
chiều.
K
HL
và K
FL
hệ số tuổi thọ được tính
CT 6.3 và 6.4 [1 tr 93]:
K

HL
=
H
m
HEHO
NN /
K
FL
=
F
m
FEFO
NN /
ở đây : m
H
và m
F
– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và
u
ốn
trong trường hợp n
ày m
H
= 6 và m
F
= 6 vì độ cứng mặt
răng HB < 350.
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :

N
HOcđ
= 30
4.2
HB
H
= 30x260
2.4
= 18752419

18.75x10
6
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
N
FE
và N
HE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :
N
HE
= 60c


iii
tnTT
3

max
/

N
EF
= 60c


ii
m
i
tnTT
F

max
/
Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,n
cđ
= 725, n
bđ
=
208,9 .
T
i
: mô men xoắn.
T
max
= 598010,3 Nmm
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên

T
ổng số giờ làm việc :t =5

300

2

8 = 24000 (giờ)
suy ra với bánh chủ động


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x208.9x(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x
15(15+36+12) + 0.8
3
x 12/(36+15+12))=
4224077


ii
m

i
tnTT
F

max
/ =24000x208.9x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x
15(15+36+12) + 0.8
6
x
12/(36+15+12))=612847.
Suy ra N
HEcđ
= 60x 4224077.3= 253444638.
N
EFcđ
= 60c x 612847.8= 36770866.
Vì N
Hecđ
> N
HOcđ
và N
EFcđ
> N
FOcđ
nên K
HLcđ

=K
FLcđ
=1.
Suy ra v
ới bánh chủ động:
[σ
H
]
cđ
=590/1.1 = 536 MPa
[σ
F
]
cđ
= 468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x250+70=570 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x
250 = 450.
S
H
= 1.1 và S
F

= 1.75


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x72.55(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x
15(15+36+12) + 0.8
3
x 12/(36+15+12))=1467002.


ii
m
i
tnTT
F

max
/ =24000x72.55x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6

x
15(15+36+12) + 0.8
6
x
12/(36+15+12))=212839.
Suy ra N
HEbđ
= 60x1467002 =88020140
N
EFbđ
= 60x212839 = 12770355
Vì N
Hebđ
> N
HObđ
và N
EFbđ
> N
FObđ
nên K
HLbđ
=K
FLbđ
=1.
Suy ra [σ
H
]
bđ
=570/1.1x=518.2 MPa
[σ

F
]
bđ
= 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm
2
).
V
ậy : [σ
H
]
cđ
=590/1.1x=536.4 MPa.
[σ
F
]
cđ
= =468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm
2
).
[σ
H
]
bđ
=570/1.1x=518.2 MPa
[σ
F
]
bđ
= 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm
2

).
ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr
95]
[σ
H
]
max
= 2.8 σ
ch
= 2.8x 650 = 1820 MPa
[σ
F
]
cđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 650 =520 MPa.
[σ
F
]
bđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 550 = 440 MPa.
3. khoảng cách trục: a = 195 vì cùng khoảng cách trục với cấp
nhanh.
4. Xác định thông số bộ truyền
Modun m= (0.01

0.02)a

w
= 1.95

3.9. Theo bảng 6.8 [1 tr 99] ta
chọn m = 3.
Số răng bánh răng nhỏ :
CT 6.19 [1 tr 99] :z
1
= 2a
w
/[m(u+1)]= 2x195/[3x(2.88 +
1)]=33.5.
Ch
ọn z
1
= 33suy ra z
2
= uz
1
= 2.88x 33= 95.04Chọn z
2
= 95
T
ổng số răng z
t
=z
1
+z
2
= 33+95= 128

Ta tính l
ại khoảng cách trục :a
w
= mz
t
/ 2 = 3x128/2=192.
V
ậy tỉ số truyền thực u = z
2
/z
1
=95/33 =2.878.
Vì ta ch
ọn khoảng cách trục a
w
= 195 nên có hệ số dịch chỉnh.
5. tìm hệ số dịch chỉnh:
Tính hệ số dịch tâm y và hệ số k
y
:
Theo công th
ức 6.22 [ 1 tr 100] :y = a
w
/ m – 0.5(z
1
+z
2
)= 195/3 –
0.5(33+95) = 1.
CT 6.23 :k

y
= 1000y/z
t
= 1000x1 / 128 = 7.8125.
Tra b
ảng 6.10a [1 tr 101] ta được k
x
= 0.425
Suy ra h
ệ số giảm đỉnh răng Δ
y
: CT 6.24 [1 tr 100]:
Δ
y
= k
x
z
t
/1000 = 0.425x 128 / 1000 = 0.0544.
T
ổng hệ số dịch chỉnh x
t
= y + Δ
y
= 1 + 0.0544 = 1.0544 (CT 6.25)
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động :CT 6.26:
x
1
= 0.5[x
t

– ( z
2
– z
1
)y/ z
t
] = 0.5[1.0544 – (95 – 33) 1/ 128]
= 0.285 mm
x
2
= x
t
– x
1
= 1.0544 – 0.285

0.77. (mm)
Góc ăn khớp : CT 6.27:
Cos α
tw
= z
t
mcosα / (2a
w
) = 128x 3 cos20
0
/(2x195) = 0.925. Suy ra
α
tw
= 22

0
17
’
45.82
”
.
6/ Các thông số hình học:
+ Môđun pháp tuyến: M
n
= 3 (mm)
+ S
ố răng: Z
1
= 33 (răng)
Z
2
= 95 (răng)
+ Góc ăn khớp:
n

=

20
+ Góc nghiêng:
0



+ Đường kính vòng chia:

)(99
1
333
cos
1
1
mm
Zm
d 







)(285
1
953
cos
2
2
mm
Zm
d 






+ Đường kính vòng lăn
d
w1
= d
1
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
1
= 99 + [2x1 /(95+33)]99 =
100.55 mm
d
w2
= d
2
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
2
= 285 + [2x1 /(95+33)]285 =
289.45 mm
+ Đường kính vòng chân răng:
d
f1
= d

1
-(2,5-2x
1
)m = 99 - (2,5- 2x0.285)
x3= 93.21 (mm)
d
f1
= d
2
-(2,5-2x
2
)m =285 - (2,5- 2x0.77)
x3=282.12 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh răng:
)(38.1063)0544.0285.01(299)1(2
111
mmxmxdd
ya

)(29.2953)0544.077.01(2285)1(2
222
mmxmxdd
ya

+ Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z
2
+z
1
) = 0.5 x3 (95+33)
= 192 mm

+ Kho
ảng cách trục: a
w
= 195 mm.
+ Chi
ều rộng bánh răng: b
w
= 78 mm.
+ Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
cos

=99 cos 20
0
= 93.03 mm
d
b2
= d
2
cos

=285 cos 20
0
= 267.81 mm
+ Góc profin g
ốc α :theo tiêu chuẩn VN 1065-71 : α = 20
0
.

+góc profin răng α
t
= arctg (tg α/ cosβ) = arctg(tg20
0
/cos0)=
20
0
.
+góc ăn khớp α
tw
= 22
0
17
’
45.82
”
.
7Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε


HwwH
udbuKT


 )/()1(2
2
11
CT 6.33 [1 tr 105.
Trong đó :
Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp,
tra bảng 6.5 ta được Z
M
= 274.
Z
H
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12
v
ới
(x
1
+ x
2
)/(z
1
+z
2
)=(0.285+0.77)/(33+95)=0.008 và góc
nghiêng
β = 0 ta được Z
H
= 1.698

Z
ε
:hệ kể đến sự trùng khớp của răng, vì ε
β
= b
w
sin β
/(m

)
Với b
w
chiều rộng vành răng :b
w
= mmxa
wba
781954.0 

,
suy ra ε
β
= 0( vì β = 0
0
).
Nên Z
ε
= 3/)4(


 (6.36a).

V
ới ε
α
=
588.1
x3xcos202
45.82”.1722sin195281.26729.29503.9338.106
cos2
sin2
0
002222
2
2
2
2
2
1
2
1







xx
m
adddd
t

twwbaba
CT 6.38a [1 tr 105].
Vậy Z
ε
= 897.03/)588.14( 
K
H
hệ số tải trọng khi tiếp xúc: K
H
= K
Hβ
K
Hα
K
Hv
Với K
Hβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chi
ều rộng răng ,tra bảng 6.7, với Ψ
bd
= 0.53 Ψ
ba
(u

1) = 0.53 x0.48(2.88 + 1) = 0.987
Ψ
ba
:hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn
0.48 ( lấy lớn hơn 20% so với cấp nhanh) và sơ đồ

4 ta được K
Hβ
= 1.11
K
Hα
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với răng thẳng
K
Hα
= 1.
Tính v
ận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng:
)/(16.2
1000
60
9.2089914,32
1000
60
2
22
sm
nd
v 








Với v = 2.16 (m/s) theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác để chế
tạo bánh răng là 8
K
Hv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp, tra bảng P2.3 phụ lục [1 tr 250] với cấp chính xác 8,v= 2.16,
răng thẳng v
à nội suy ta được 1.088
Suy ra K
H
= 1.11x1x1.088= 1.21
V
ậy σ
H
=
274x1.698x0.897x
)8x100.551)/(78x2.8.21x(2.88212989,2x12
2
x
=367.5 MPa

[σ
H
] = 536.4 MPa.
V
ậy cặp bánh răng cấp chậm thỏa độ bền tiếp xúc.
8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
CT 6.43.và 6.44 [1tr108]: σ
Fcđ
= 2T

1
K
F
Y
ε
Y
β
Y
F1
/(b
w
d
w1
m)

[σ
F1
].
σ
Fbđ
= σ
F1
Y
F2
/Y
F1

[ σ
F2
].

Trong đó : Y
ε
= 1/ ε
α
=

1/1.588 = 0.63 :hệ số kể đến sự trùng khớp
của răng.
Y
β
= 1-β/140 = 1- 0/140 =1.
Y
F1
,Y
F2
hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x
1
=0.285, x
2
=
0.77 và z
v1
=z
1
=33, z
v2
= z
2
= 95 và nội suy ra được

Y
F1
= 3.556 , Y
F2
= 3.46
K
F
= K
Fβ
K
Fα
K
Fv
CT 6.45
V
ới :
K
Fβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1 tr 98] với sơ đồ 4 và ψ
bd
= 0.95 và
n
ội suy ta có K
Fβ
= 1.25.
K
Fα
: hệ số kể đến sự phân bố không 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 khi tính về uốn:
K
Fv
= 1+


FF
wwF
KKT
db
1
1
2
CT 6.46.
V
ới
F

= δ
F
g
o
v ua
w

/
Trong đó δ
F
và g
o
tra bảng 6.15 và 6.16 được 0.016 và 56,
v = 2.16 (m/s).
Suy ra
F

= 0.016x56x2.16 88.2/195 = 15.93
suy ra K
Fv
= 1+
125.1212989,22
55.1007893.15
xxx
xx
= 1.235
Suy ra K
F
= 1.25x1x1.235 = 1.54375
Suy ra σ
Fcđ
=
2x212989.2x1.54375x0.63x1x3.556/(78x87.8x3)=71.
77 MPa

[σ
Fcđ

] = 267.4 MPa.
σ
Fbđ
= 71.77 x 3.46/3.556 =69.8

[σ
Fbđ
] =257.1 MPa.
V
ậy cặp bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ
bền uốn.