Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (929.76 KB, 70 trang )
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
1
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
I. Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu, loại động cơ
Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto
lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.
- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.
2. Chọn công suất động cơ
Công suất của độ
ng cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động
cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải
thoả mãn:
dc dc
dm dt
P
P≥
(KW)
Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ.
dc
dm
P
- công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Do ở đây tải trọng là không đổi nên:
ct
dc dc
lv
dt lv
P
PP
η
Σ
==
Với:
dc
lv
P
- công suất làm việc danh nghĩa trên trục
động cơ
ct
lv
P
- Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:
33
.
4750.0,65
3,0875
10 10
ct
t
lv
FV
P == =
(KW)
F
t
– lực vòng trên trục công tác (N);
V – vận tốc vòng của băng tải (m/s).
η
Σ
- hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo
Dục) [I] ta chọn:
1
k
η
=
;
0,99
ol
η
=
;
0,96
brc
η
=
;
0,97
brt
η
=
;
0,92
x
η
=
Vậy ta có:
44
. . . . 1.0,99 .0,96.0,97.0,92 0,8230
kolbrcbrtx
ηηηηηη
Σ
== =
P
P
t
Sơ đồ tải trọng
K
b
d
= 1,5
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
2
Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
3,0875
3,7515
0,8230
ct
dc
lv
lv
P
P
η
∑
== =
(KW)
Vậy suy ra:
3,7515
dc dc
dm dt
PP≥=
(KW)
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb
Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho:
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
db
sb
ct
n
U
n
=
nằm trong khoảng tỉ số truyền nên
dùng (tra bảng 2.4 – (I)):
s
bnd
UU
∑
∈
Trong đó: n
ct
– số vòng quay của trục công tác.
Đây là hệ dẫn động băng tải nên:
33
60.10 . 60.10 .0,65
82,8025
3,14.150
ct
V
n
D
π
== =
(v/ph)
Trong đó: D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm)
V - vận tốc vòng của băng tải (m/s)
Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên
dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp.
.
XCT
nd nd nd
UUU
−
∑
=
= (1,5 ÷ 5).(8 ÷ 31,5) = 12 ÷ 157,5
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
đb
= 1500 (v/ph).
Suy ra:
1500
18,1154
82,8025
sb
U ==
. Giá trị này thoả mãn
s
bnd
UU
∑
∈
Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb
= 1500 (v/ph).
4. Chọn động cơ
Qua các bước trên ta đã xác định được:
3,7515
1500 /
dc
dm
db
PKW
nvph
⎫
≥
⎪
⎬
=
⎪
⎭
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thoả mãn những
điều kiện trên.
Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số
kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3. Bảng các thông số kỹ thuật của
động cơ này.
5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều ki
ện quá tải cho động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Kiểu động
cơ
Công
suất KW
Vận tốc
quay
(v/ph)
Cos
%
η
max
dn
T
T
k
dn
T
T
4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
3
4
3
1
2
F
t
5
6
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ
của hệ thống. Vậy:
dc dc
mm bd
PP≥
(KW)
Trong đó: P
mm
dc
– Công suất mở máy của động cơ
dc dc
mm mm dm
P
KP=
k
mm
dn
T
K
T
=
- Hệ số mở máy của động cơ
P
bd
dc
– Công suất ban đầu trên trục động cơ
K
bd
– Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)
Từ các công thức trên ta tính được:
2.48
dc dc dc
k
mm mm dm dm
dn
T
P
KP P KW
T
====
. 3,7515.1,5 5,6273
dc dc
bd lv bd
P
PK KW== =
Ta thấy:
dc dc
mm bd
PP>
. Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy.
b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần
kiểm tra quá tải cho động cơ.
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:
1420
17,1492
82,8025
dc
ct
n
u
n
Σ
== =
Trong đó: n
dc
– số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)
n
ct
- số vòng quay của trục công tác (v/ph)
Ta có:
ng h x h
uuuuu
Σ
==
Với: u
ng
– tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
u
h
– tỉ số truyền của hộp giảm tốc u
h
= u
1
.u
2
u
1
, u
2
– tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm
1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp.
Nên u
ng
= (0,1 ÷ 0,15)u
h
⇒ (0,1 0,15) (0,1 0,15).17,1492 1,3095 1,6039
ng
uu
∑
=÷ =÷ = ÷
Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn:
u
ng
= u
x
= 1,5
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
4
⇒
17,1492
11,4328
1, 5
h
ng
n
u
n
∑
== =
2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
u
h
= u
1
.u
2
Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảm
tốc nhỏ nhất có thể tra tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp nhanh u
1
theo đồ thị: Hình
3.21 [I], tương đương với việc tính theo công thức:
Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)
2
3
2
2
.
1, 073
(1 0, 5 )
ba h
be be
u
u
kk
ψ
≈
−
Trong đó: k
be
– hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn (k
be
= 0,25 ÷ 0,3)
2ba
ψ
- hệ số chiều rộng bánh răng trụ (
2
0,3 0, 4
ba
ψ
=
÷ )
Chọn k
be
= 0,3 và
2
0, 4
ba
ψ
=
, ta có:
3
3
2
1,32 1,32 8,5746 2,7018
h
uu≈= =
Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn)
1
2
11, 4328
4,2315
2,7018
h
u
u
u
== =
III. Xác định các thông số trên các trục
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)
- Tốc độ quay của trục I:
1420
1420
1
dc
I
k
n
n
u
== =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục II:
1
1420
335,5745
4,2315
I
II
n
n
u
== =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục III:
2
335,5745
124,2040
2,7018
II
III
n
n
u
== =
(v/ph)
- Tốc độ quay của trục IV:
124,2040
82,8027
1, 5
III
IV
x
n
n
u
== =
(v/ph)
2. Tính công suất trên các trục (KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
()
3,7515
ct
dc
lv
lv
P
PKW
η
Σ
==
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
. . 3,7515.1.0,99 3,7140
dc
Ilvkol
PP
ηη
== =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
. . 3,7140.0,96.0,99 3,5298
II I I II ol
PP
η
η
−
== =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
. . 3,5298.0,97.0,99 3,3896
III II II III o l
PP
η
η
−
== =
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
5
. . 3,3896.0,92.0,99 3,0872
IV III III IV ol
PP
η
η
−
== =
(KW)
3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)
- Mômen xoắn trên trục động cơ:
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,7515
25230,1585
1420
dc
dc
dc
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:
66
9,55.10 .
9,55.10 .3,7140
24977,9577
1420
I
I
I
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,5298
100453,3718
335,5745
II
II
II
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục III:
66
9,55.10 .
9,55.10 .3,3896
260625,1006
124,2040
III
III
III
P
T
n
== =
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục IV:
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,0872
356060,3700
82,8027
IV
IV
IV
P
T
n
== =
(Nmm)
4. Lập bảng số liệu tính toán:
Thông
số Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền
Công suất
(KW)
Mômen xoắn
(Nmm)
Trục động cơ 1420
1
3,7515 25230,1585
Trục I 1420 3,7140 24977,9577
4,2315
Trục II 335,5745 3,5298 100453,3718
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
6
2,7018
Trục III 124,2040 3,3896 260625,1006
1,5
Trục IV 82,8027 3,0872 356060,3700
Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động
I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ
- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu
nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn
đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
(
)
12
10 15HH HB≥+÷
- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
•
Cặp bánh răng côn:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
7
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 241…285 850 580
Bánh lớn
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
• Cặp bánh răng trụ:
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
(MPa)
Giới hạn chảy
ch
σ
(MPa)
Bánh nhỏ
Thép 45 – tôi
cải thiện
HB 192…240 750 450
Bánh lớn
Thép 45
thường hóa
HB 170…217 600 340
2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép []
H
σ
và ứng suất uốn cho phép xác định theo các
công thức sau:
lim
[]
o
H
H
RV XH HL
H
Z
ZK K
S
σ
σ
=
(1)
lim
[]
o
F
F
R S XF FC FL
F
YZK K K
S
σ
σ
=
(2)
Trong đó:
Z
R
– Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
Z
V
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
XH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
S
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
K
XF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ:
1
RV XH
ZZK =
và
1
RS XF
YZK
=
nên các công thức (1), (2) trở
thành:
lim
[]
o
H
H
HL
H
K
S
σ
σ
=
(3)
lim
[]
o
F
F
FC FL
F
K
K
S
σ
σ
=
(4)
Trong đó:
0
lim
H
σ
và
0
lim
F
σ
: lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở.
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
8
Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là
thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:
0
lim
270
H
HB
σ
=+
(MPa)
0
lim
1, 8
F
H
B
σ
=
(MPa)
Vậy:
- Trong bộ truyền bánh răng côn:
Bánh nhỏ:
0
lim1 1
2 70 2.245 70 560
H
HB
σ
=+=+=
(MPa)
0
lim1 1
1,8 1,8.245 441
F
HB
σ
===
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim 2 2
2 70 2.230 70 530
H
HB
σ
=+=+=
(MPa)
0
lim 2 2
1, 8 1, 8.230 414
F
HB
σ
===
(MPa)
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ:
0
lim3 3
2 70 2.215 70 500
H
HB
σ
=+=+=
(MPa)
0
lim3 3
1,8 1,8.215 387
F
HB
σ
===
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim 4 4
2 70 2.200 70 470
H
HB
σ
=+=+=
(MPa)
0
lim 4 4
1,8 1,8.200 360
F
HB
σ
===
(MPa)
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
> K
FC
= 1
K
HL,FL
: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng, được xác định theo công thức sau:
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
(5) ;
F
F
O
m
FL
F
E
N
K
N
=
(6)
Với:
-
m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: m
H
= m
F
= 6
- N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
2,4
30
H
OHB
NH=
(H
HB
– Độ rắn Brinen)
- Bộ truyền bánh răng côn:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB
1
=245 ; bánh lớn HB
2
=230, khi đó:
N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,63.10
7
N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
- Bộ truyền bánh răng trụ:
Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB
3
= 215 ; bánh lớn HB
4
= 200, khi đó:
N
HO3
= 30.215
2,4
= 1,19.10
7
N
HO4
= 30.200
2,4
= 0,99.10
7
- N
FO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10
6
- N
HE
, N
FE
: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
9
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì:
N
HE
= N
FE
= N = 60.c.n.t
Σ
Với: c, n, t
Σ
lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c=1
41
7.365. .24. 16352
53
th
Σ
==
- Trong bộ truyền bánh răng côn:
Bánh nhỏ có: n
1
= 1420 (v/ph) nên:
9
11
60.1.1420.16352 1,39.10
HE FE
NN== =
Bánh lớn có: n
2
= 335,5745 (v/ph) nên:
9
22
60.1.335,5745.16352 0,33.10
HE FE
NN== =
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ có: n
3
= 335,5745 (v/ph) nên:
9
33
60.1.335,5745.16352 0,33.10
HE FE
NN== =
Bánh lớn có: n
4
= 124,2040 (v/ph) nên:
9
44
60.1.124,2040.16352 0,12.10
HE FE
NN== =
Vậy:
- Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh có:
97
11
1,39.10 1,63.10
HE HO
NN=>=
> lấy
11HE HO
NN
=
Vậy từ (5)
> K
HL1
= 1.
96
11
1,39.10 4.10
FE FO
NN=>=
> lấy
11FE FO
NN
=
Vậy từ (6)
> K
FL1
= 1.
77
22
33.10 1,39.10
HE HO
NN=>=
> lấy
22HE HO
NN
=
Vậy từ (5)
> K
HL2
= 1.
76
22
33.10 4.10
FE FO
NN=>=
> lấy
22
F
EFO
NN
=
Vậy từ (6)
> K
FL2
= 1.
- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:
77
33
33.10 1,19.10
HE HO
NN=>=
> lấy
33HE HO
NN
=
Vậy từ (5)
> K
HL3
= 1.
76
33
33.10 4.10
FE FO
NN=>=
> lấy
33
F
EFO
NN
=
Vậy từ (6)
> K
FL3
= 1.
77
44
12.10 0,99.10
HE HO
NN=>=
> lấy
44HE HO
NN
=
Vậy từ (5)
> K
HL4
= 1.
76
44
12.10 4.10
FE FO
NN=>=
> lấy
44
F
EFO
NN
=
Vậy từ (6)
> K
FL4
= 1.
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với
vật liệu đã chọn thì: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
10
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):
lim1
11
560
[ ] .1 509,09
1,1
o
H
HHL
H
K
S
σ
σ
===
(MPa)
lim1
11
441
[ ] .1.1 252
1, 75
o
F
FFCFL
F
KK
S
σ
σ
===
(MPa)
lim 2
22
530
[ ] .1 481,82
1,1
o
H
HHL
H
K
S
σ
σ
===
(MPa)
lim 2
22
414
[ ] .1.1 236,57
1, 75
o
F
FFCFL
F
KK
S
σ
σ
===
(MPa)
Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng
côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn
song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp.
Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[
]
[
]
2
481,82
HH
σσ
==
(MPa).Vì
[][]
12HH
σσ
>
.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[
]
2
ax
2,8 2,8.450 1260
Hch
m
σσ
===
(MPa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:
[
]
11
ax
0,8 0,8.580 464
Fch
m
σσ
== =
(MPa)
[
]
22
ax
0,8 0,8.450 360
Fch
m
σσ
===
(MPa)
- Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):
lim3
33
500
[] .1454,55
1,1
o
H
HHL
H
K
S
σ
σ
===
(MPa)
lim3
33
387
[ ] .1.1 221,14
1, 75
o
F
FFCFL
F
KK
S
σ
σ
===
(MPa)
lim 4
44
470
[ ] .1 427,27
1,1
o
H
HHL
H
K
S
σ
σ
===
(MPa)
lim 4
44
360
[ ] .1.1 205,71
1, 75
o
F
FFCFL
F
KK
S
σ
σ
===
(MPa)
Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
[][]
34
454,55 427,27
[]' 440,91
22
HH
H
σσ
σ
+
+
== =
(Mpa)
Ta thấy
[]'
H
σ
thỏa mãn điều kiện:
[
][]
4
min
[ ]' 1,25 1,25
HH H
σσ σ
≤=
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
11
[]
ax 4
' 2,8 2,8.427,27 1196,36
Hm ch
σσ
== =
(Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[]
33
ax
0,8 0,8.450 360
Fch
m
σσ
== =
(MPa)
[]
44
ax
0,8 0,8.340 272
Fch
m
σσ
===
(MPa)
3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)
a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền
tiếp xúc)
[]
1
2
3
2
1
.
1.
(1 ). . .
H
eR
be be H
TK
RKu
KKu
β
σ
=+
−
(7)
Trong đó:
- K
R
= 0,5K
d
– Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền
cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên: K
d
= 100 MPa
1/3
> K
R
= 0,5K
d
= 0,5.100 MPa
1/3
= 50 MPa
1/3
-
H
K
β
- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng côn.
- K
be
– Hệ số chiều rộng vành răng.
0,25 0,3
be
e
b
K
R
==
Trong các bước tính ở trên ta đã chọn K
be
= 0,3
Từ đó ⇒
1
.
0,3.4, 2315
0,75
220,3
be
be
Ku
K
==
−−
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ
rắn mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của
các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh
răng côn, ta có:
1, 3
H
K
β
=
- T
1
– mômen xoắn trên trục bánh chủ động. (Nmm)
T
1
= 24977,9577 (Nmm)
-
[
]
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
[
]
481,82
H
σ
=
(MPa)
Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:
2
3
2
24977,9577.1,3
50 4,2315 1. 117,38
(1 0,3).0,3.4,2315.481,82
e
Rmm=+ =
−
b)Xác định các thông số ăn khớp
Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:
- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương
đương với bánh răng côn:
1min
17
V
ZZ≥=
, trong đó:
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
1
1
os
V
Z
Z
c
δ
=
- Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
12
10
te
b
m ≥
với b = K
be
.R
e
Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau:
Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)
Ta có:
[]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .
H
ed
be be H
TK
dK
KKu
β
σ
=
−
(8)
Theo (7) ⇒
1
22 2
11
.2
2.117,38
54
.1 14,23151
de e
e
R
KR R
d
Ku u
=== =
++ +
(mm)
Kết hợp d
e1
= 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền
u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z
1p
= 16
Vì độ rắn mặt răng H
1
, H
2
< HB 350 ⇒ Z
1
= 1,6.Z
1p
= 1,6.16 = 26
Xác định đường kính trung bình d
m1
và môđun trung bình
Đường kính trung bình: d
m1
= (1 - 0,5K
be
)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm)
Môđun trung bình:
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)
⇒
45,9
1, 77
26
tm
m ==
(mm)
Xác định môđun
Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:
1, 77
2,08
10,5 105.0,3
tm
te
be
m
m
K
===
−−
(mm)
Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn m
te
theo giá trị tiêu chuẩn
m
te
= 2.
Từ m
te
= 2 ta tính lại m
tm
suy từ công thức trên và d
m1
suy từ công thức (10). Ta
có: m
tm
= (1 - 0,5.0,3).2 =1,7 (mm)
1
1
45,9
27
1, 7
m
tm
d
Z
m
== =
. Vậy Z
1
= 27 răng.
Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
- Số răng bánh lớn: Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,2315.27 = 114,25. Lấy Z
2
= 114 răng.
⇒ Tỉ số truyền thực tế:
2
1
114
4, 22
27
Z
u
Z
== =
- Góc côn chia:
1
1
2
28
13,32
118
o
Z
acrtg acrtg
Z
δ
⎛⎞
===
⎜⎟
⎝⎠
21
90 90 13,349 76,68
oooo
δδ
=−=− =
Theo bảng 6.20, [I], với Z
1
= 27, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều:
x
1
= 0,35 ; x
2
= - 0,35
Chiều dài côn ngoài:
22 2 2
12
R 0,5. . 0,5.2. 27 114 117,15
ete
mZZ=+=+=
(mm)
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
13
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện
sau:
[]
2
11
2
11
2. 1
.
0,85. .
H
H
MH H
m
TK u
ZZZ
bd u
ε
σ
σ
+
=≤
(11)
Trong đó:
- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên
chọn Z
M
= 274 MPa
1/3
.
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của Z
H
được tra trong
bảng 6.12, [I]
Tra bảng 6.12, [I] với x
1
+ x
2
= 0, góc nghiêng β = β
m
= 0 ta có Z
H
= 1,76
-
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta
có:
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Với:
α
ε
: Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:
0
12
11 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os0 1,73
27 114
m
cc
ZZ
α
εβ
⎡⎤
⎛⎞
⎡⎤
⎛⎞
=− + =− + =
⎢⎥
⎜⎟
⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠
⎣⎦
⎝⎠
⎣⎦
⇒
41,73
0,87
3
Z
ε
−
==
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
HHHHV
K
KKK
βα
=
Trong đó:
+)
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1, 3
H
K
β
=
+)
H
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
H
K
α
=
+)
H
V
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức 6.63, [I], ta có:
1
1
1
2
Hm
HV
HH
vbd
K
TK K
β
α
=+
Trong đó:
()
11
1
.1
m
HHo
du
vgv
u
δ
+
=
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
14
Với: d
m1
– đường kính trung bình của bánh côn nhỏ
d
m1
= 45,9 (mm)
v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ
11
33
.
3,14.45,9.1420
3, 41
60.10 60.10
m
dn
v
π
== =
m/s
Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8.
Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có:
0,006
H
δ
=
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 56
Trong đó: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
⇒
()
45,9. 4,22 1
0,006.56.3,41. 8,63
4,22
H
v
+
==
- b: Chiều rộng vành răng
b = K
be
.R
e
= 0,3.117,15 = 35,15 (mm)
⇒
8, 63.35,15.45, 9
11,21
2.24977,9577.1,3.1
HV
K =+ =
⇒
. . 1, 3.1.1, 21 1, 573
HHHHV
KKKK
βα
===
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:
2
2
2.24977,9577.1,573 4,22 1
274.1,76.0,87. 474,81
0,85.35,15.45,9 .4,22
H
σ
+
==
(MPa)
¾ Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[
]
[
]
.
H
HVRXH
cx
Z
ZK
σσ
=
-
Do vận tốc vòng: v = 3,41 m/s < 5 m/s ⇒ Z
V
= 1
-
Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám:
R
a
= 2,5 … 1,25 μm (tra bảng 21.3 II) ⇒ Z
R
= 0,95.
-
Ta có:
d
e2
= m
te
.Z
2
= 2.114 = 228 (mm)
os 1
te m
hc
β
==
(mm)
()
(
)
11
. os 1 0,35.1 .2 2,7
ae te m te
hhxc m
β
=+ =+ =
(mm)
21
2. . 2.1.2 2,7 1,3
ae te te ae
hhmh=−=−=
(mm)
22
76,68 os 0,23
o
c
δδ
=⇒=
⇒
22 2 2
2 . os 228 2.1,3.0,23 228,6
ae e ae
dd hc
δ
=+ = + =
(mm)
Ta có d
ae2
< 700 mm ⇒ K
XH
= 1.
⇒
[] []
. . . 481,82.1.0,95.1 457,729
HHVRXH
cx
ZZK
σσ
===
(MPa)
⇒ Sự chênh lệch giữa
H
σ
và
[
]
H
cx
σ
là:
[]
[]
474,81 457,729
% .100% .100% 3,73% 4%
457,729
HH
cx
H
cx
σσ
σ
σ
−
−
Δ= = = <
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
15
Như vậy
H
σ
>
[
]
H
cx
σ
với chênh lệch không nhiều (<4%) nên có thể giữ nguyên
các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau
(suy từ 11):
[]
2
2
474,81
. . 0,3.117,38. 37,89
457,729
H
be e
H
bKR
σ
σ
⎛⎞
⎛⎞
== =
⎜⎟
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎝⎠
(mm)
Lấy b = 38 mm
Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:
cu
moi cu
moi
35,15
. 474,81. 456,66
38
HH
b
b
σσ
== =
(MPa)
Vậy
456,66
H
σ
=
MPa <
[
]
457,729
H
cx
σ
=
MPa nên bộ truyền đảm bảo về
tiếp xúc.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối
với mỗi bánh răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:
[]
11
11
1
2
0,85.
FF
FF
tm m
TK YY Y
bm d
εβ
σ
σ
=≤
(12)
[]
2
21 2
1
F
FF F
F
Y
Y
σσ σ
=≤
(13)
Trong đó:
- b: chiều rộng vành răng (mm)
- m
tm
: môđun trung bình (mm)
- d
m1
: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)
-
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
1Y
β
=
-
1
F
Y
,
2
F
Y
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công
thức sau (theo [I]):
1
1
1
27
27,75
os os13,32
vn
o
Z
Z
cc
δ
== =
2
2
2
114
494,81
os os76,68
vn
o
Z
Z
cc
δ
== =
Với x
1
= 0,35 và x
2
= - 0,35
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được
1
2
3, 5
3, 63
F
F
Y
Y
=
⎧
⎨
=
⎩
- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
FFFFV
K
KKK
βα
=
Trong đó:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
16
+)
F
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Ta có:
38
0,32
117,38
be
e
b
K
R
== =
Suy ra:
.
0,32.4,22
0,8
220,32
be
be
Ku
K
==
−−
Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có ⇒
1, 7
F
K
β
=
+)
F
K
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng côn răng thẳng:
1
F
K
α
=
+)
H
V
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Ta có:
1
1
1
2
Fm
FV
FF
vbd
K
TK K
β
α
=+
Trong đó:
()
1
.1
m
FFo
du
vgv
u
δ
+
=
Với: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 56
F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15, [I], ta có
0,016
F
δ
=
v = 3,41 m/s
⇒
()
45,9. 4,22 1
0,016.56.3,41. 25,02
4,22
F
v
+
==
1
1
23,02.38.45,9
11 1,47
2 2.24977,9577.1,7.1
Fm
FV
FF
vbd
K
TK K
βα
⇒=+ =+ =
Vậy
. . 1, 7.1.1, 47 2, 5
FFFFV
KKKK
βα
===
-
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp ngang
1, 73
α
ε
=
⇒
11
0,58
1, 73
Y
ε
α
ε
== =
Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:
1
2.24977,9577.2,5.0,58.1.3,5
100,6
0,85.38.1,7.45,9
F
σ
==
(MPa)
2
21
1
3,63
100,6. 104,34
3,5
F
FF
F
Y
Y
σσ
== =
(MPa)
Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Từ các công thức (2) và (4) ta có:
[
]
[
]
FFRSXF
cx
YYK
σσ
=
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
17
Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,7) = 1,04
K
XF
= 1 (Do d
ae2
= 228,6 mm < 400 mm)
[
]
1
252
F
σ
=
(MPa)
[
]
2
236,57
F
σ
=
(MPa)
Vậy:
[][]
11
. . . 252.1.1,04.1 262,08
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)
[][]
22
. . . 236,57.1.1,04.1 246,03
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)
Ta có:
1
100,6
F
σ
=
(MPa) <
[
]
1
262,08
F
cx
σ
=
(MPa)
2
104,34
F
σ
=
(MPa) <
[
]
2
246,03
F
cx
σ
=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…)
với hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T
max
là mômen
xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực
đại và ứng suất uốn cực đại.
Ta có: K
qt
= K
bđ
= 1,5
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ
không được vượt quá một giá trị cho phép:
[
]
max
max
HHqtH
K
σσ σ
=≤
(14)
Ta có:
max
456,66 1,5 559,29
HHqt
K
σσ
== =
(MPa)
Mà:
[]
max
1260
H
σ
=
(MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại
maxF
σ
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép:
[
]
max
max
FFqtF
K
σσ σ
=≤
(15)
Ta có:
1max 1
100,6.1,5 150,9
FFqt
K
σ
σ
== =
(MPa)
2max 2
104,34.1,5 156,51
FFqt
K
σ
σ
== =
(MPa)
Mà:
[
]
1
max
464
F
σ
=
(MPa)
[
]
2
max
360
F
σ
=
(MPa)
[]
1max 1
ax
FF
m
σσ
⇒<
và
[
]
2max 2
ax
FF
m
σσ
<
Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn
các yêu cầu về quá tải.
f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 117,15 mm
Môđun vòng ngoài m
te
= 2 mm
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
18
Chiều rộng vành răng b = 38 mm
Tỉ số truyền u = 4,22
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng bánh răng Z
1
= 27 Z
2
= 114
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,35 x
2
= - 0,35
Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được:
Đường kính chia ngoài d
e1
= 54 mm
d
e2
= 228 mm
Đường kính trung bình d
m1
= 45,9 mm
d
m2
= 193,8 mm
Góc côn chia δ
1
= 13,32
0
δ
2
= 76,68
0
Chiều cao răng ngoài h
e
= 4,4 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 2,7 mm
h
ae2
= 1,3 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= 1,7 mm
h
fe2
= 3,1 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 59,25 mm
d
ae2
= 228,6 mm
4. Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
w
Nó được tính theo công thức:
[]
2
3
w2
2
22
(1)
'
H
a
Hba
TK
aKu
u
β
σψ
=+
(16)
Trong đó:
- Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp
chậm là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [I]
ta được K
a
= 43 MPa
1/3
- T
2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
T
2
= 100453,3718 (Nmm)
-
[
]
'
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
[
]
'440,91
H
σ
=
(MPa)
- u
2
: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
u
2
= 2,7018
- b
w
: Chiều rộng vành răng
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
19
-
w
2
w
ba
b
a
ψ
=
: Hệ số chiều rộng bảnh răng
Theo bảng 6.6, [I] ta chọn
2
0,3
ba
ψ
=
Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:
2
0,53 ( 1) 0,53.0,3(2,7018 1) 0,59
bd ba
u
ψ
ψ
=+= +=
-
H
K
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Giá trị của
H
K
β
phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số
bd
ψ
, được
tra trong bảng 6.7, [I]:
Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])
0,59
bd
ψ
=
và H
3
, H
4
< HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được:
1, 03
H
K
β
=
và
1, 08
F
K
β
=
Thay các giá trị tìm được ở trên vào công thức (16) ta có:
3
w
2
100453,3718.1,03
43(2,7018 1) 138,35
440,91 .2,7018.0,3
amm=+ =
Lấy a
w
= 140 mm
b) Xác định các thông số ăn khớp
Xác định môđun
Theo công thức 6.17, [I] ta có:
(
)
w
(0,01 0,02) (0,01 0,02).140 1,4 2,8ma=÷ =÷ =÷
(mm)
Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp m
n
= 2
Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ Z
3
, số răng bánh lớn Z
4
, góc
nghiêng β của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo
công thức
(
)
34
w
2cos
n
mZ Z
a
β
+
=
(17)
Sơ bộ chọn góc nghiêng β, với răng nghiêng thì β = 8 … 20
0
.
- Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10
0
, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ:
()()
0
w
3
2os
2.140. os10
37,24
12.2,70181
n
ac
c
Z
mu
β
== =
++
Lấy Z
3
= 37 răng.
- Số răng bánh lớn: Z
4
= u
2
.Z
3
= 2,7018.33 = 99,97
Lấy Z
4
= 100 răng.
- Tỉ số truyền thực tế:
4
2
3
100
2,7
37
Z
u
Z
== =
Từ công thức (17) ta tính lại góc nghiêng
β
:
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
20
()
(
)
34
w
2 37 100
os 0,98
2 2.140
n
mZ Z
c
a
β
++
===
⇒ β = 11,48
0
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
sau:
()
[]
22
2
w2w3
2. 1
.
.
H
H
MH H
TK u
ZZZ
bud
ε
σ
σ
+
=≤
(18)
Trong đó:
Z
M
– hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn
Z
M
= 274 MPa
1/3
.
Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
w
2cos
sin 2
b
H
t
Z
β
α
=
(19)
Ở đây:
b
β
- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
os .
bt
t
g
ct
g
β
α
β
=
Với
t
α
và
wt
α
lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp.
Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài
liệu [I] ta có:
0
0
w
20
ar ( ) 20,37
os 0,98
tt
tg tg
arctg ctg
c
α
αα
β
⎛⎞
== = =
⎜⎟
⎝⎠
(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc α = 20
0
)
w
os os20,37 0,937
sin 2 sin 40,74 0,653
o
t
o
t
cc
α
α
⎧
==
⎪
⇒
⎨
==
⎪
⎩
0
0,937. 11,48 0,19
b
tg tg
β
⇒= =
⇒
10,76
o
b
β
=
⇒
os 0,982
b
c
β
=
Vậy từ (19) ta có:
2.0,982
1, 734
0,653
H
Z ==
Z
ε
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ta có:
b
ε
- hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức sau:
w
.sin
b
n
b
m
β
ε
π
=
Với
w2w
. 0,3.140 42
ba
ba mm
ψ
===
42sin11,48
1, 33
2.
o
b
ε
π
⇒= =
Vì
1
b
ε
>
nên
1
Z
ε
α
ε
=
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
21
α
ε
- hệ số trùng khớp ngang
Áp dụng công thức gần đúng ta có:
0
34
11 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os11,48 1,73
37 100
cc
ZZ
α
εβ
⎡⎤
⎛⎞
⎡⎤
⎛⎞
=− + =− + =
⎢⎥
⎜⎟
⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠
⎣⎦
⎝⎠
⎣⎦
Vậy
11
0,76
1, 73
Z
ε
α
ε
== =
K
H
- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
HHHHV
K
KKK
βα
=
Trong đó:
-
1, 03
H
K
β
=
H
K
α
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp.
Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên
H
K
α
được tra trong bảng
6.14, [I]. Để tra được giá trị của
H
K
α
và
H
V
K
ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng
chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta
tra các hệ số trên.
Ta có:
w3 2
3
60.10
dn
v
π
=
Với d
w3
là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau:
w
w3
2
2
2.140
75,68
12,71
a
dmm
u
== =
++
Vậy
w3 2
33
.75,68.335,5745
1, 33
60.10 60.10
dn
v
π
π
== =
(m/s)
Dựa vào bảng 6.13, [I], do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9.
Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có:
1,13
H
K
α
=
và
1, 37
F
K
α
=
- Tính K
HV
: Trị số của K
HV
được tính theo công thức sau:
ww3
2
1
2
H
HV
HH
vbd
K
TK K
β
α
=+
Trong đó:
w
2
HHo
a
vgv
u
δ
=
Với:
g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Do m
n
= 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16,
[I] ta được g
o
= 73
H
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB
4
< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng
nên:
0,002
H
δ
=
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
22
Vậy
w
2
140
. . . 0,002.73.1,33. 1,4
2,7
HHo
a
vgv
u
δ
== =
Suy ra:
w3
2
1,4.42.75,68
11 1,019
2 2.100453,3718.1,03.1,13
Hw
HV
HH
vbd
K
TK K
βα
=+ =+ =
Từ đó
. . 1, 03.1,13.1, 019 1,19
HHHHV
KKKK
βα
⇒= = =
Nên theo (18) ta có:
()
2
2.100453,3718.1,19 2,7 1
274.1,734.0,76. 421,4
42.2,7.75,68
H
σ
+
==
(Mpa)
¾ Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc
Theo các công thức (1) và (3) ta có:
[
]
[
]
'.
HHVRXH
cx
Z
ZK
σσ
=
-
Do vận tốc vòng: v = 1,33 m/s < 5 m/s ⇒ Z
V
= 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 R
a
= 2,5 … 1,25 μm (tra bảng 21.3 II)
⇒ Z
R
= 0,95
-
Ta có:
Đường kính chia bánh lớn:
4
4
2.100
204,08
os os11,48
n
o
mZ
d
cc
β
== =
(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng:
44
2 204,08 2.2 208,08
an
ddm=+ = + =
(mm) < 700 mm
⇒ K
XH
= 1
Vậy
[
]
[
]
'. 440,91.1.0,95.1 418,86
HHVRXH
cx
ZZK
σσ
===
(MPa)
⇒ Sự chênh lệch giữa
H
σ
và
[
]
H
cx
σ
là:
[]
[]
421,4 418,86
% .100% .100%0,6%4%
418,86
HH
cx
H
cx
σσ
σ
σ
−
−
Δ= = = <
Như vậy
H
σ
>
[
]
H
cx
σ
với chênh lệch khá nhỏ là 0,6% nên có thể giữ nguyên các
kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b
w
theo công thức sau (suy
từ 18):
[]
2
2
w2w
421,4
. 0,3.140 42,51
418,86
H
ba
H
cx
ba
σ
ψ
σ
⎛⎞
⎛⎞
== =
⎜⎟
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎝⎠
(mm)
Lấy b
w
= 43 mm = b
w4
⇒ b
w3
= b
w4
+ (5 ÷ 10) mm. Vậy ta lấy b
w3
= 50 mm.
Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:
w cu
moi cu
w moi
42
. 421,4. 416,47
43
HH
b
b
σσ
===
(MPa)
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
23
Vậy
416,47
H
σ
=
MPa <
[
]
418,86
H
cx
σ
=
MPa nên bộ truyền đảm bảo về
tiếp xúc.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép:
[]
23
33
ww3
2
FF
FF
n
TK YYY
bmd
εβ
σσ
=≤
(20)
[]
4
43 4
3
F
FF F
F
Y
Y
σσ σ
=≤
(21)
Trong đó:
b
w
- chiều rộng vành răng b
w
= 43 mm
m
n
- môđun pháp m
n
= 2 mm
d
w3
- đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động d
w3
= 75,68 mm
T
2
- mômen xoắn trên bánh chủ động T
2
= 100453,3718 Nmm
Y
ε
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
11
0,58
1, 73
Y
ε
α
ε
== =
Y
β
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng
11, 48
1 1 0,918
140 140
Y
β
β
=− =− =
3
F
Y
,
4
F
Y
- hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Z
v3
và Z
v4
và hệ số dịch
chỉnh, tra trong bảng 6.18, [I]. Ở đây x
3
= x
4
= 0
Ta có:
3
3
33
37
39,31
os os 11,48
V
o
Z
Z
cc
β
== =
4
4
33
100
106,25
os os 11,48
V
o
Z
Z
cc
β
== =
Từ các số liệu trên ta tra bảng 6.18, [I] ta được:
3
3, 7
F
Y =
và
4
3, 6
F
Y
=
K
F
- hệ số tải trọng khi tính về uốn
FFFFV
K
KKK
βα
=
Với:
1, 37
F
K
α
=
(đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)
1, 08
F
K
β
=
(đã tra ở phần đầu)
ww3
2
1
2
F
FV
FF
vbd
K
TK K
β
α
=+
Trong đó:
w
2
FFo
a
vgv
u
δ
=
Với: g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
24
Do m
n
= 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng
6.16, [I] ta được g
o
= 73
F
δ
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB
4
< 350 HB và dạng răng là răng
nghiêng nên:
0,006
F
δ
=
v = 1,33 m/s
Vậy
w
2
140
. . . 0,006.73.1,33 4,19
2,7
FFo
a
vgv
u
δ
== =
4,19.43.75,68
11,05
2.100453,3718.1,08.1,37
FV
K⇒=+ =
. . 1, 08.1, 37.1, 05 1, 55
FFFFV
KKKK
βα
⇒= = =
Vậy theo (20) và (21) ta có:
3
2.100453,3718.1,55.0,58.0,918.3,7
94,26
43.2.75, 68
F
σ
==
(MPa)
4
43
3
3,6
94,26 91,71
3,7
F
FF
F
Y
Y
σσ
== =
(MPa)
Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn
Từ các công thức (2) và (4) ta có:
[
]
[
]
FFRSXF
cx
YYK
σσ
=
Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(m
n
) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,03
K
XF
= 1 (Do d
a4
= 204,08 mm < 400 mm)
[
]
3
221,14
F
σ
=
(MPa)
[
]
4
205,71
F
σ
=
(MPa)
Vậy:
[][]
33
. . . 221,14.1.1,03.1 227,77
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)
[][]
44
. . . 205,71.1.1,03.1 211,88
FFRSXF
cx
YYK
σσ
===
(MPa)
Ta có:
3
94,26
F
σ
=
(MPa) <
[
]
3
227,77
F
cx
σ
=
(MPa)
4
91,71
F
σ
=
(MPa) <
[
]
4
211,88
F
cx
σ
=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…)
với hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T
max
là mômen
xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực
đại và ứng suất uốn cực đại.
Ta có: K
qt
= K
bđ
= 1,5
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy
25
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
maxH
σ
không được vượt quá một giá trị cho phép:
[
]
max max
'
HHqtH
K
σσ σ
=≤
(22)
Ta có:
max
416,47 1,5 510,07
HHqt
K
σσ
== =
(MPa)
Mà:
[]
max
' 1196,36
H
σ
=
(MPa) nên bất đẳng thức (22) được thỏa mãn.
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,
ứng suất uốn cực đại σ
Fmax
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép:
[
]
max
max
FFqtF
K
σσ σ
=≤
(23)
Ta có:
3max 3
94,26.1,5 141,39
FFqt
K
σ
σ
== =
(MPa)
4max 4
91,71.1,5 137,57
FFqt
K
σ
σ
== =
(MPa)
Mà:
[
]
3
max
360
F
σ
=
(MPa)
[
]
4
max
272
F
σ
=
(MPa)
[]
3max 3
ax
FF
m
σσ
⇒<
và
[
]
4max 4
ax
FF
m
σσ
<
Vậy các điều kiện (22) và (23) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp chậm thỏa mãn
các yêu cầu về quá tải.
f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Khoảng cách trục a
w
= 140 mm
Môđun pháp m
n
= 2 mm
Chiều rộng vành răng b
w4
= 43 mm
b
w3
= 50 mm
Tỉ số truyền u
2
= 2,7
Góc nghiêng của răng β = 11,48
0
Số răng bánh răng Z
3
= 37 Z
4
= 100
Hệ số dịch chỉnh x
3
= 0 x
4
= 0
Theo các công thức trong bảng 6.11, [I] ta tính được:
Đường kính chia d
3
= 75,51 mm
d
4
= 204,08 mm
Đường kính đỉnh răng d
a3
= 79,51 mm
d
a4
= 208,08 mm
Đường kinh đáy răng d
f3
= 70,51 mm
d
f4
= 199,08 mm
Đường kính vòng lăn d
w3
= 75,68 mm
d
w4
= 204,34 mm
Góc profin răng α
t
= 20,37
0
Góc ăn khớp α
tw
= 20,37
0
