Thiết kế bộ truyền bánh răng côn trụ
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (251.3 KB, 30 trang )
1
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Phần ii:
tHiết kế bộ truyền động bánh răng côn-trụ
trong Hộp Giảm Tốc 2 cấp
*****
Ch ơng 1:
Thiết kế cấp nhanh
(Bánh răng côn răng thẳng)
1. Chọn vật liệu
Thép chế tạo bánh răng đợc chia làm 2 nhóm chính, khác nhau về độ rắn, công
nghệ chế tạo và khả năng chạy mòn:
-Nhóm 1: có độ rắn
350HB
, nhiệt luyện: thờng hóa hoặc tôi cả i thiện.
-Nhóm 2: có độ rắn
350
>
HB
, nhiệt luyện: tôi, thấm C, thấm N hoặc thấm C-N.
Thép nhóm 1 nhờ độ rán thấp có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, không
phải dung các nguyên công tu sửa đắt tiền nh mài, nghiền, Bánh răng thuộc
nhóm này có khả năng chạy mòn tốt, không bị gãy giòn khi chịu tải trọng động.
Thép nhóm 2 có độ rắn cao hơn, do đó ứng suất cho phém tăng, dẫn đến khả năng
tải và khả năng chịu mòn, chống dính cao. Tuy nhiên do độ rắn cao nên khả năng
chạy mòn kém, cần vát đỉnh răng đối với răng thẳng, cần phải nhiệt luyện, sau khi
cắt răng gây cong vênh vì vậy cần tu sửa nh mài, nghiền sau khi cắt răng
Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình hoặc các bộ truyền có kích
thớc bánh răng khá lớn, khó khăn khi nhiệt luyện nên chọn thép nhóm 1.
Vì vận tốc góc bánh nhỏ lớn hơn vận tốc góc bánh lớn u lần (u là tỷ số truyền của
bộ truyền), nghĩa là trong cùng một đơn vị thời gian, răng bánh nhỏ làm việc nhiều
hơn bánh lớn u lần, nên để tăng khả năng chạy mòn của răng nên chọn bánh răng
lớn có độ rắn thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
( )
HBHH 1510
21
ữ+
Vật liệu các bánh răng đợc chọn theo bảng 5.1.
Kết quả chọn vật liệu nh sau:
Bảng 1.1: Vật liệu bánh răng cấp nhanh
Bánh
răng
Nhãn
thép
Độ
rắn
Nhiệt
luyện
Giới hạn bền
b
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
(MPa)
nhỏ 40X HB265 Tôi cải thiện 950 700
lớn 45 HB250 Tôi cải thiện 850 580
1
2
Thiết kế môn học Chi tiết máy
2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép
2.1) Định ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
XLXHVR
H
H
H
KKZZ
S
0
lim
=
Trong đó:
0
limH
- giới hạn mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở (bảng 5.2).
.60070265.2702
1
0
1lim
MpaHB
H
=+=+=
.57070250.2702
2
0
2lim
MpaHB
H
=+=+=
1,1
=
H
S
- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (bảng 5.2).
R
Z
- hệ số xét đến đến độ nhám của bề mặt làm việc.
V
Z
- hệ số ảnh hởng của vận tốc vòng.
XL
K
- hệ số ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền tiếp xúc.
Khi tính toán sơ bộ lấy:
XHVR
KZZ
=1.
HL
K
- hệ số tuổi thọ.
6
0
HE
H
HL
N
N
K =
0H
N
- số chu kỳ cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc.
+ Bánh nhỏ:
64,24,2
201
10.63,1919629596265.3030 === HBN
H
.
+ Bánh lớn:
64,24,2
202
10.07,1717067789250.3030 === HBN
H
.
HE
N
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.
+ Bánh nhỏ:
( )
6
333
3
max
11
10.34,370370342181
3,0.5,03,0.8,04,0.1.7.2.274.3.384,907.60
60
=
++=
=
i
ii
iHE
t
t
T
T
tnN
2
3
Thiết kế môn học Chi tiết máy
+ Bánh lớn:
6
1
1
2
10.81,105105812052
5,3
370342181
===
u
N
N
HE
HE
Nhận thấy:
1
1011
=>
HLHHE
KNN
1
2022
=>
HLHHE
KNN
Vậy:
[ ]
Mpa
S
H
H
H
45,545
1,1
600
0
1lim
1
===
[ ]
MPa
S
H
H
H
18,518
1,1
570
0
2lim
2
===
Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ
truyền xác định theo công thức:
[ ] [ ]
MPa
HH
18,518'
2
==
.
2.2) Định ứng suất uốn cho phép
[ ]
FLXFSR
F
F
F
KKYY
S
0
lim
=
Trong đó:
0
limF
- giới hạn mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở (bảng 5.2).
.477265.8,18,1
1
0
1lim
MpaHB
F
===
.450250.8,18,1
2
0
2lim
MpaHB
F
===
1,1=
F
S
- hệ số an toàn khi tính về uốn (bảng 5.2).
R
Y
- hệ số xét đến đến độ nhám mặt lợn chân răng.
S
Y
- hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
XF
K
- hệ số ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn.
Khi tính toán sơ bộ lấy:
XFSR
KYY
=1.
FL
K
- hệ số tuổi thọ.
3
4
Thiết kế môn học Chi tiết máy
6
0
FE
F
FL
N
N
K =
0F
N
- số chu kỳ cơ sở khi tính về độ bền uốn.
Đối với tất cả các bánh răng thép thì
6
0201
10.4==
FF
NN
.
FE
N
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.
+ Bánh nhỏ:
( )
6
666
6
max
11
10.65,308308653988
3,0.5,03,0.8,04,0.1.7.2.274.3.384,907.60
60
=
++=
=
i
ii
iFE
t
t
T
T
tnN
+ Bánh lớn:
6
1
1
2
10.19,8888186853
5,3
308653988
===
u
N
N
FE
FE
Nhận thấy:
1
1011
=>
FLFFE
KNN
1
2022
=>
FLFFE
KNN
Vậy:
[ ]
Mpa
S
F
F
F
57,272
75,1
477
0
1lim
1
===
[ ]
MPa
S
F
F
F
14,257
75,1
450
0
2lim
2
===
2.3) Định ứng suất cho phép khi quá tải
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chH
1624580.8,28,2
max
===
.
- ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chF
560700.8,08,0
1
max
1
===
.
[ ]
MPa
chF
464580.8,08,0
2
max
2
===
.
3. Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài
4
5
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Chiều dài côn ngoài đợc xác định sơ bộ theo công thức:
( )
[ ]
3
2
1
1
2
1
1
1
Hbebe
H
Re
uKK
KT
uKR
+=
Trong đó:
dR
KK 5,0
=
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng .
Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép thì
( )
3/1
100 MpaK
d
=
5,3
1
=u
- tỉ số truyền của bộ truyền động bánh răng côn.
NmmT 328,95775
1
=
- mômen xoắn trên trục chủ động.
[ ]
H
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ] [ ] [ ]
MPa
HHH
18,518'
2
===
25,0
=
be
K
- hệ số chiều rộng vành răng.
3,025,0/
ữ==
ebe
RbK
(Trị số nhỏ dùng khi
3
>
u
, trị số lớn dùng khi
3
u
).
1,1
=
H
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc. Trị số
H
K
tra theo bảng 6.1, với sơ đồ 1, trục lắp trên ổ đũa.
( )
[ ]
( )
mm
uKK
KT
uKR
Hbebe
H
Re
3,153
18,518.5,3.25,0.25,01
1,1.328,95775
15,350
1
1
3
2
2
3
2
1
1
2
1
+=
+=
Lấy
mmR
E
3,153=
.
4. Xác định các thông số ăn khớp
4.1) Xác định số răng bánh nhỏ
1
z
- Tính đờng kính chia ngoài bánh nhỏ:
mm
u
R
d
e
e
328,85
5,31
3,153.2
1
2
22
1
1
=
+
=
+
=
5
6
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Dựa vào
1e
d
, theo bảng 6.2 xác định số răng
17
=
p
z
.
- Xác định số răng
1
z
:
Khi độ rắn mặt răng
1
H
và
350
2
H
ta có:
2,2717.6,16,1
1
===
p
zz
Lấy
28
1
=z
.
4.2) Tính đờng kính trung bình
1m
d
và môđun trung bình
tm
m
- Đờng kính trung bình:
( ) ( )
mmdKd
ebem
662,74328,85.25,0.5,015,01
11
===
.
- Môđun trung bình:
mm
z
d
m
m
tm
667,2
28
662,74
1
1
===
.
4.3) Xác định môđun trên mặt mút ngoài
Với bánh răng côn răng thẳng, môđun trên mặt nút ngoài xác định theo:
mm
K
m
m
be
tm
te
408,3
25,0.5,01
667,2
5,01
=
=
=
.
Tra bảng 5.6 để tìm trị số môđun tiêu chuẩn
mmm
te
3
=
.
Tính chính xác lại môđun trung bình và đờng kính vòng chia trung bình:
( ) ( )
mmKmm
betetm
625,225,0.5,01.35,01
===
.
mmzmd
tmm
5,7328.625,2
11
===
.
4.4) Xác định số răng bánh răng lớn
2
z
9828.5,3
112
=== zuz
. Lấy
98
2
=z
Tính tỉ số truyền thực tế:
5,3
28
98
1
2
1
===
z
z
u
tt
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:
%4%0
5,3
5,35,3
1
11
<=
=
=
u
uu
u
tt
.
4.5) Tính các góc côn chia
6
7
ThiÕt kÕ m«n häc Chi tiÕt m¸y
°=== 945,15
98
28
arctanarctan
2
1
1
z
z
δ
.
°=°−°=−°= 055,74945,159090
12
δδ
.
4.6) TÝnh chÝnh x¸c l¹i chiÒu dµi c«n ngoµi
mmzz
m
R
te
e
882,1529828
2
3
2
222
2
2
1
=+=+=
.
7
8
Thiết kế môn học Chi tiết máy
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Độ bền tiếp xúc của bánh răng cô đợc kiểm nghiệm theo công thức:
[ ]
H
ttm
ttH
HMH
ubd
uKT
ZZZ
+
=
1
2
1
2
11
85,0
12
274=
M
Z
( )
2
1
MPa
- hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng (tra bảng 5.3).
76,1=
H
Z
- hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc (tra bảng 6.3, đối với bánh răng côn
thẳng, dịch chỉnh không).
Z
- hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
Với bánh răng côn răng thẳng:
869,0
3
733,14
3
4
=
=
=
Z
- hệ số trùng khớp ngang, xác định theo CT:
733,1
98
1
28
1
2,388,1
11
2,388,1
21
=
+=
+=
zz
.
H
K
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
HVHHH
KKKK
=
1,1
=
H
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng (bảng 6.1).
H
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối
với bánh răng côn răng thẳng
1
=
H
K
.
HV
K
- hệ số tải trọng động.
HH
mH
HV
KKT
bdv
K
1
1
2
1+=
( )
( )
406,11
5,3
15,3.5,73
.492,3.56.006,0
1
1
0
=
+
=
+
=
tt
ttm
HH
u
ud
vgv
.
b- chiều rộng vành răng.
mmRKb
ebe
221,38882,152.25,0
===
.
8
9
Thiết kế môn học Chi tiết máy
v- vận tốc vòng.
492,3
1000.60
384,907.5,73.142,3
1000.60
11
===
nd
v
m
m/s.
chọn cấp chính xác 8 (theo bảng 5.9).
384,907
1
=n
v/p- số vòng quay của bánh chủ động.
006,0=
H
- hệ số ảnh hởng của sai số ăn khớp (bảng 5.11).
56
0
=
g
- hệ số ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2 (bảng 5.12).
Trị số
380
max
=<
HH
vv
(bảng 5.13).
152,1
1,1.328,95775.2
5,73.221,38.406,11
1
2
1
1
1
=+=
+=
HH
mH
HV
KKT
bdv
K
=>
267,1152,1.1.1,1 ==
H
K
.
Vậy:
MPa
ubd
uKT
ZZZ
ttm
ttH
HMH
557,502
5,3.5,73.221,38.85,0
15,3.267,1.328,95775.2
869,0.76,1.274
85,0
12
2
2
1
2
1
2
11
=
+
=
+
=
[ ]
H
- ứng suất tiếp xúc cho phép đã đợc tính chính xác lại:
[ ] [ ]
MPaZZZ
XHRVHH
27,4921.95,0.1.28,518'
===
.
Do
5492,3 <=v
m/s nên
1=
V
Z
.
mR
a
à
25,15,2
ữ=
nên
95,0=
R
Z
.
Với đờng kính đỉnh răng ngoài bánh lớn
mmmmd
ae
70096,297
2
<=
(xem công thức và
kết quả ở bảng 1.2) nên
1
=
XH
K
.
Kiểm tra điều kiện bền:
9
10
Thiết kế môn học Chi tiết máy
[ ]
[ ]
%4%1,2
27,492
27,492557,502
<=
=
H
HH
.
Nh vậy, điều kiện về ứng suất tiếp xúc thỏa mãn.
Chiều rộng vành răng đợc tính lại theo công thức:
[ ]
mmRKb
H
H
ebe
835,39
27,492
557,5 02
.25,0.882,152
2
2
=
=
=
.
Lấy
mmb 40
=
.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Độ bền uốn của răng các bánh răng côn răng thẳng đợc kiểm nghiệm theo các công
thức:
[ ]
11
1
1
1
85,0
2
FF
tmm
F
F
Y
mbd
YKT
=
.
[ ]
2
1
2
12 F
F
F
FF
Y
Y
=
.
Trong đó:
Y
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
577,0
733,1
11
===
Y
.
1F
Y
và
1F
Y
- hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng đơng và hệ số
dịch chỉnh (nếu không dịch chỉnh thì x = 0).
Số răng tơng đơng tính theo các công thức:
12,29
)945,15cos(
28
cos
1
1
1
=
==
z
z
vn
.
734,356
)055,74cos(
98
cos
2
2
1
=
==
z
z
vn
.
Tra bảng 5.14 ta đợc:
8,3
1
=
F
Y
.
58,3
2
=
F
Y
.
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
10
11
Thiết kế môn học Chi tiết máy
FVFFF
KKKK
=
2,1=
F
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn (tra bảng 6.1).
1
=
F
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
với bánh răng côn răng thẳng.
FV
K
- hệ số tải trọng động khi tính về uốn.
FF
mF
FV
KKT
bdv
K
1
1
2
1+=
( )
( )
416,30
5,3
15,3.5,73
.492,3.56.016,0
1
1
0
=
+
=
+
=
tt
ttm
FF
u
ud
vgv
.
016,0=
F
- hệ số ảnh hởng của sai số ăn khớp (bảng 5.11).
56
0
=
g
- hệ số ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2 (bảng 5.12).
380
max
=<
FF
vv
(bảng 5.13).
387,1
1.2,1.328,95775.2
5,73.835,39.416,30
1
2
1
1
1
=+=+=
FF
mF
FV
KKT
bdv
K
.
=>
664,1387,1.1.2,1 ==
F
K
.
Vậy:
MPaY
mbd
YKT
F
tmm
F
F
978,106
625,2.5,73.835,39.85,0
8,3.577,0.664,1.328,95775.2
85,0
2
1
1
1
1
===
.
MPa
Y
Y
F
F
FF
785,100
8,3
58,3
.978,106
1
2
12
===
.
Tính chính xác lại ứng suất uốn cho phép:
Với đờng kính đỉnh răng ngoài bánh lớn
mmmmd
ae
40096,297
2
<=
(xem công
thức và kết quả ở bảng 1.2) nên
1=
XF
K
.
1
=
R
Y
(mặt lợn chân răng không đợc đánh bóng).
11
12
Thiết kế môn học Chi tiết máy
( )
013,1)625,2ln(0695,008,1ln0695,008,1
===
tmS
mY
.
Do đó:
[ ]
MPa
F
113,276013,1.1.1.57,272
1
==
.
[ ]
MPa
F
483,260013,1.1.1.14,257
1
==
.
Nh vậy độ bền uốn của cả 2 bánh đợc thỏa mãn.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
không đợc vợt quá trị số cho phép.
Ta có:
[ ]
MPaMPaK
HqtHH
1624504,6155,1557,502
max
max
=<=ì==
.
H
- ứng suất tiếp xúc, xác định ở mục 5.
[ ]
max
H
- ứng suất tiếp xúc khi quá tải (mục 2.3).
qt
K
- hệ số quá tải.
5,1
5,1
max
===
T
T
T
T
K
qt
.
max
T
- mômen xoắn quá tải.
T
- mômen xoắn danh nghĩa.
Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực
đại
maxF
tại mặt lợn chân răng cũng không đợc vợt quá trị số cho phép.
Ta có:
[ ]
MPaMPaK
FqtFF
560497,1605,1.978,106
max
111max
=<===
.
[ ]
MPaMPaK
FqtFF
464177,1515,1.785,100
max
122max
=<===
.
F
- ứng suất uốn, xác định ở mục 6.
[ ]
max
F
- ứng suất uốn khi quá tải (mục 2.3).
8. Các thông số của bộ truyền
12
13
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng đợc xác định theo
các công thức và ghi kết quả dới bảng sau.
13
14
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Bảng 1.2: Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng côn.
STT Thông số Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả Đơn
vị
1
Đờng kính chia ngoài
e
d
11
zmd
tee
=
84
mm
22
zmd
tee
=
294
mm
2
Đờng kính vòng chia
trung bình
m
d
11
zmd
tmm
=
73,5
mm
22
zmd
tmm
=
257,25
mm
3
Chiều dài côn ngoài
e
R
2
2
2
1
2
zz
m
R
te
e
+=
152,882
mm
4
Chiều rộng vành răng
b
ebe
RKb
=
39,835
mm
5
Chiều dài côn trung bình
m
R
bRR
em
5,0
=
132,965
mm
6
Góc côn chia
( )
211
/arctan zz=
15,945
độ
22
90
=
74,055
độ
7
Chiều cao đầu răng ngoài
ae
h
( )
teae
mxh
11
1
+=
4,02
mm
( )
teae
mxh
12
1
=
1,98
mm
8
Chiều cao chân răng
ngoài
fe
h
( )
tefe
mxh
11
25,01 +=
2,73
mm
( )
tefe
mxh
12
25,01
++=
4,77
mm
9
Chiều cao răng ngoài
e
h
111 feaee
hhh +=
6,75
mm
222 feaee
hhh +=
6,75
mm
10
Đờng kính đỉnh răng
ngoài
ae
d
111
2
aeeae
hdd
+=
92,04
mm
222
2
aeeae
hdd
+=
297,96
mm
11
Góc chân răng
f
( )
efef
Rh /arct an
11
=
1,023
độ
( )
efef
Rh /arctan
22
=
1,787
độ
12
Góc đầu răng
a
( )
eaea
Rh /arctan
11
=
1,506
độ
( )
eaea
Rh /arctan
22
=
0,742
độ
14
15
Thiết kế môn học Chi tiết máy
13
Góc côn đỉnh răng
a
111 aa
+=
17,451
độ
222 aa
+=
74,797
độ
14
Góc côn chân răng
f
111 ff
=
14,922
độ
222 ff
=
72,268
độ
15
Hệ số dịch chỉnh
1
x
Tra bảng 6.5
0,34
16
Môđun vòng ngoài
te
m
3
mm
17
Môđun trung bình
tm
m
( )
betetm
Kmm 5,01
=
2,625
mm
18
Số răng
z
Bánh nhỏ:
1
z
28
chiếc
Bánh lớn:
2
z
98
chiếc
15
16
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Ch ơng 2:
Thiết kế cấp CHậM
(Bánh răng trụ răng thẳng)
1. Chọn vật liệu
(Tơng tự nh chọn vật liệu cho cấp nhanh).
Ta đợc bảng sau:
Bảng 2.1: Vật liệu bánh răng cấp chậm
Bánh
răng
Nhãn
thép
Độ
rắn
Nhiệt
luyện
Giới hạn bền
b
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
(MPa)
nhỏ 40X HB265 Tôi cải thiện 950 700
lớn 45 HB250 Tôi cải thiện 850 580
2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép
2.1) Định ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
XLXHVR
H
H
H
KKZZ
S
0
lim
=
Trong đó:
0
limH
- giới hạn mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở (bảng 5.2).
.60070265.2702
1
0
1lim
MpaHB
H
=+=+=
.57070250.2702
2
0
2lim
MpaHB
H
=+=+=
1,1
=
H
S
- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (bảng 5.2).
R
Z
- hệ số xét đến đến độ nhám của bề mặt làm việc.
V
Z
- hệ số ảnh hởng của vận tốc vòng.
XL
K
- hệ số ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền tiếp xúc.
Khi tính toán sơ bộ lấy:
XHVR
KZZ
=1.
HL
K
- hệ số tuổi thọ.
6
0
HE
H
HL
N
N
K =
0H
N
- số chu kỳ cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc.
+ Bánh nhỏ:
16
17
Thiết kế môn học Chi tiết máy
64,24,2
201
10.63,1919629596265.3030 === HBN
H
.
+ Bánh lớn:
64,24,2
202
10.07,1717067789250.3030 === HBN
H
.
HE
N
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.
+ Bánh nhỏ:
( )
6
333
3
max
11
10.34,370370342181
3,0.5,03,0.8,04,0.1.7.2.274.3.384,907.60
60
=
++=
=
i
ii
iHE
t
t
T
T
tnN
+ Bánh lớn:
6
1
1
2
10.81,105105812052
5,3
370342181
===
u
N
N
HE
HE
Nhận thấy:
1
1011
=>
HLHHE
KNN
1
2022
=>
HLHHE
KNN
Vậy:
[ ]
Mpa
S
H
H
H
45,545
1,1
600
0
1lim
1
===
[ ]
MPa
S
H
H
H
18,518
1,1
570
0
2lim
2
===
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ
truyền xác định theo công thức:
[ ] [ ]
MPa
HH
18,518'
2
==
.
2.2) Định ứng suất uốn cho phép
[ ]
FLXFSR
F
F
F
KKYY
S
0
lim
=
Trong đó:
0
limF
- giới hạn mỏi uốn của mặt răng ứng với số chu kì cơ sở (bảng 5.2).
.477265.8,18,1
1
0
1lim
MpaHB
F
===
17
18
Thiết kế môn học Chi tiết máy
.450250.8,18,1
2
0
2lim
MpaHB
F
===
1,1=
F
S
- hệ số an toàn khi tính về uốn (bảng 5.2).
R
Y
- hệ số xét đến đến độ nhám mặt lợn chân răng.
S
Y
- hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
XF
K
- hệ số ảnh hởng của kích thớc bánh răng đến độ bền uốn.
Khi tính toán sơ bộ lấy:
XFSR
KYY
=1.
FL
K
- hệ số tuổi thọ.
6
0
FE
F
FL
N
N
K =
0F
N
- số chu kỳ cơ sở khi tính về độ bền uốn.
Đối với tất cả các bánh răng thép thì
6
0201
10.4==
FF
NN
.
FE
N
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.
+ Bánh nhỏ:
( )
6
666
6
max
11
10.65,308308653988
3,0.5,03,0.8,04,0.1.7.2.274.3.384,907.60
60
=
++=
=
i
ii
iFE
t
t
T
T
tnN
+ Bánh lớn:
6
1
1
2
10.19,8888186853
5,3
308653988
===
u
N
N
FE
FE
Nhận thấy:
1
1011
=>
FLFFE
KNN
1
2022
=>
FLFFE
KNN
Vậy:
[ ]
Mpa
S
F
F
F
57,272
75,1
477
0
1lim
1
===
18
19
Thiết kế môn học Chi tiết máy
[ ]
MPa
S
F
F
F
14,257
75,1
450
0
2lim
2
===
2.4) Định ứng suất cho phép khi quá tải
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chH
1624580.8,28,2
max
===
.
- ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
MPa
chF
560700.8,08,0
1
max
1
===
.
[ ]
MPa
chF
464580.8,08,0
2
max
2
===
.
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục đợc xác định sơ bộ theo công thức:
( )
[ ]
3
2
2
2
2
1
Hba
H
a
u
KT
uKa
+=
Trong đó:
a
K
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng, nghiêng hay chữ V), tra
bảng 5.3 ta đợc
43
=
a
K
.
88,2
2
=u
- tỉ số truyền của bộ truyền động cấp chậm (bánh răng trụ).
NmmT 713,315910
2
=
- mômen xoắn trên trục bánh răng nhỏ (mômen trục 2).
[ ]
H
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ] [ ] [ ]
MPa
HHH
18,518'
2
===
ba
- hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4, đối với vị trí các bánh răng không
đối xứng,
3,0
=
ba
.
=> hệ số
( ) ( )
582,0188,2.3,0.5,015,0
2
=+=+=
u
babd
.
03,1
=
H
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc, tra bảng 5.5, với sơ đồ 5 và hệ số
582,0=
bd
.
19
20
Thiết kế môn học Chi tiết máy
( )
[ ]
( )
.757,186
18,518.88,2.3,0
03,1.713,315910
188,2.43
1
3
2
3
2
2
2
2
mm
u
KT
uKa
Hba
H
a
=+=
+=
Lấy
mma 187=
.
4. Xác định các thông số ăn khớp
4.1) Xác định môđun:
( )
w
am 02,001,0 ữ=
.
Chọn
805,2197.015,0 ==m
.
Lấy giá trị tiêu chuẩn (bảng 5.6) m = 3mm.
4.2) Xác định số răng:
- Số răng bánh nhỏ xác định theo công thức:
( ) ( )
131,32
188,2.3
187.2
1
2
2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
.
Lấy
32
1
=
z
.
- Số răng bánh lớn:
16,9234.88,2
122
=== zuz
.
Lấy
92
2
=z
.
- Tính tỉ số truyền thực tế:
875,2
32
92
1
2
2
===
z
z
u
tt
.
- Sai số tỉ số truyền:
%4%174,0
88,2
88,2875,2
2
22
<=
=
=
u
uu
u
tt
.
4.3) Xác định hệ số dịch chỉnh:
- Tính số răng tổng:
1249232
21
=+=+=
zzz
t
.
- Tính chính xác lại khoảng cách trục
w
a
:
20
21
Thiết kế môn học Chi tiết máy
mm
mz
a
t
186
2
124.3
2
===
.
Lấy
mma 190
=
. Ta dùng dịch chỉnh để đạt đợc khoảng cách này.
Trình tự tính các hệ số dịch chỉnh nh sau:
- Tính hệ số dịch tâm y và hệ số
y
k
:
333,1
3
9232
3
190
2
21
=
+
=
+
=
zz
m
a
y
.
75,10
124
333,1.10001000
===
t
y
z
y
k
.
- Dựa vào
y
k
, theo bảng 5.7, tra hệ số
839,0
=
x
k
, sau đó tính hệ số giảm chiều cao
đỉnh răng:
104,0
1000
==
tx
zk
y
.
- Tổng hệ số dịch chỉnh:
437,1104,0333,1
=+=+=
yyx
t
- Các hệ số dịch chỉnh:
( )
( )
396,0
124
333,13292
437,15,05,0
12
1
=
=
=
t
t
z
yzz
xx
.
041,1396,0437,1
12
===
xxx
t
.
4.4) Xác định góc ăn khớp:
92,0
190.2
20cos.3.124
2
cos
cos =
==
a
mz
t
.
=>
=
08,23
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Độ bền tiếp xúc của bánh răng cô đợc kiểm nghiệm theo công thức:
( )
[ ]
H
tt
ttH
HMH
udb
uKT
ZZZ
+
=
2
2
1
22
12
21
22
Thiết kế môn học Chi tiết máy
274=
M
Z
( )
2
1
MPa
- hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng (tra bảng 5.3).
H
Z
- hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Với
0,
21
xx
ta có:
665,1
)08,23.2sin(
2
2sin
2
=
==
H
Z
.
Z
- hệ số xét đến sự trùng khớp của răng xác định theo công thức:
867,0
3
745,14
3
4
=
=
=
Z
- hệ số trùng khớp ngang, xác định theo CT:
745,1
92
1
32
1
2,388,1
11
2,388,1
21
=
+=
+=
zz
.
H
K
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
HVHHH
KKKK
=
03,1=
H
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng (bảng 5.5).
H
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối
với bánh răng trụ răng thẳng
1
=
H
K
.
HV
K
- hệ số tải trọng động.
HH
wwH
HV
KKT
dbv
K
2
1
2
1+=
739,4
875,2
190
.331,1.73.006,0
2
0
===
tt
w
HH
u
a
vgv
.
1
d
- đờng kính vòng lăn bánh nhỏ, xác định theo công thức:
mm
u
a
d
tt
065,98
1875,2
190.2
1
2
2
1
=
+
=
+
=
.
22
23
Thiết kế môn học Chi tiết máy
b
- chiều rộng vành răng.
mmab
ba
57190.3,0
===
.
v- vận tốc vòng.
331,1
1000.60
253,259.065,98.142,3
1000.60
21
===
nd
v
m/s.
chọn cấp chính xác 9 (theo bảng 5.9).
253,256
2
=n
v/p- số vòng quay của trục 2.
006,0=
H
- hệ số ảnh hởng của sai số ăn khớp (bảng 5.11).
73
0
=
g
- hệ số ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2 (bảng 5.12).
700
max
=<
HH
vv
(bảng 5.13).
Từ đó ta có:
.041,1
1.03,1.713,315910.2
065,98.57.739,4
1
2
1
2
1
=+=
+=
HH
wwH
HV
KKT
dbv
K
=>
072,1041,1.1.03,1 ==
H
K
.
Vậy:
( )
( )
.439,510
875,2.065,98.57
1875,2.072,1.713,315910.2
.867,0.665,1.274
12
2
2
2
1
22
MPa
udb
uKT
ZZZ
tt
ttH
HMH
=
+
=
+
=
[ ]
H
- ứng suất tiếp xúc cho phép đã đợc tính chính xác lại:
[ ] [ ]
MPaZZZ
XHRVHH
27,4921.95,0.1.28,518'
===
.
Do
5492,3 <=v
m/s nên
1=
V
Z
.
mR
a
à
25,15,2
ữ=
nên
95,0=
R
Z
.
23
24
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Với đờng kính đỉnh răng ngoài bánh lớn
mmmmd
a
700622,287
2
<=
(xem công thức
và kết quả ở bảng 2.2) nên
1
=
XH
K
.
Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc:
[ ]
[ ]
%4%691,3
27,492
27,492439,510
<=
=
H
HH
.
Nh vậy, điều kiện về ứng suất tiếp xúc thỏa mãn.
Chiều rộng vành răng đợc tính lại theo công thức:
[ ]
mmab
H
H
ba
952,60
27,492
051,509
.190.3,0
2
2
=
=
=
.
Chiều rộng của các bánh răng cấp chậm sẽ là:
mmbb 61
2
==
.
mmbb 671,1
21
.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Độ bền uốn của răng các bánh răng trụ răng thẳng đợc kiểm nghiệm theo các công
thức:
[ ]
11
1
2
1
2
FF
F
F
Y
mdb
YYKT
=
.
[ ]
2
1
2
12 F
F
F
FF
Y
Y
=
.
Trong đó:
Y
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
573,0
745,1
11
===
Y
.
Y
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
1
140
1 =
=
Y
(Đối với bánh răng thẳng thì
0=
).
1F
Y
và
1F
Y
- hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng đơng và hệ số
dịch chỉnh.
24
25
Thiết kế môn học Chi tiết máy
Hệ số dịch chỉnh:
396,0
1
=
x
;
041,1
2
=x
Số răng tơng đơng tính theo các công thức:
.32
0cos
32
cos
33
1
1
=
==
z
z
v
.
92
0cos
92
cos
33
2
2
=
==
z
z
v
.
Tra bảng 5.14 ta đợc:
47,3
1
=
F
Y
.
40,3
2
=
F
Y
.
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FVFFF
KKKK
=
08,1
=
F
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn (tra bảng 5.5).
1
=
F
K
- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
với bánh răng côn răng thẳng.
FV
K
- hệ số tải trọng động khi tính về uốn.
FF
F
FV
KKT
dbv
K
2
1
2
1+=
( )
( )
873,17
875,2
1875,2.065,98
.331,1.73.016,0
1
2
21
0
=
+
=
+
=
tt
tt
FF
u
ud
vgv
.
016,0=
F
- hệ số ảnh hởng của sai số ăn khớp (bảng 5.11).
73
0
=
g
- hệ số ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2 (bảng 5.12).
700
max
=<
FF
vv
(bảng 5.13).
157,1
1.08,1.713,315910.2
065,98.952,60.873,17
1
2
1
2
1
=+=+=
FF
F
FV
KKT
dbv
K
.
=>
250,1157,1.1.08,1 ==
F
K
.
25
