thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (956.91 KB, 101 trang )
2- Phân phối tỷ số truyền: 7
!"#$%&!' ()
(*((+%"!$%&!' ()
3- Xác định các thông số trên các trục 8
,-$ (%.(*((/(0
,-$(1!23((/(0
,,-$"45"63((/(7
,89'! :-$"7
;$<==$>>((($>%!?
1- Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh 10
$@AB:?
C(D$E!2($"&$F&
,C(D$$1! (G+'(*+%
8C(D$(($1! H$I&)
!$H!A%+>&5J(7
!$H!A%+
)!$A.'8
0($1! A#-($$KI(+%
2- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm 25
$@AB:
C(D$E!2($"&$F&
,-$G+%$"'!(($/(,
8C(D$(($1! H$I&,
!$H!A%+>&5J(,,
!$H!A%+ ,
)!$A.',)
0(-($$KI(A#$1! +%,0
3.Kiểm tra điều kiện chạm trục và điều kiện bôi trơn 38
,L($M/(,0
,L+1G8?
4. Kiểm tra sai số vận tốc : 42
;$<===$>>((($>N 8
1. Thiết kế trục 42
$@AB:8,
C(D$'@!(O/!:3/(8,
,-$KP!-$G+%8
8-$!<J!KP!-$/(87
!$/($4"%+Q
)!$/($4"%+R$)?
2. Chọn ổ lăn 72
3.Tính chọn khớp nối 83
,-$($@$I& ($"/(=0,
,,-$($@$I& ($"/(===0
4. Tính chọn then 87
LSTUV=WWXYU;VZ[\=]^
9;?
;$<=-$"%!$@($O_%!(G$-
$@%!(G
1.1 . Chọn kiểu loại động cơ điện :
Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là
đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp
giảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế
Dưới đây là 1 vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường :
+ Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi
trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm
, hãm và đảo chiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành
đắt , khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó
được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục ,
các thiết bị thí nghiệm
+ Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia
dình . Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và
không đồng bộ .
So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu
điểm hiệu suất và cosϕ cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị
tương đối phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động
cơ , do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) ,
khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . Động cơ ba pha
không đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto ngắn mạch . Động cơ
ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một
phạm vi nhỏ ( khoảng 5%) , có dòng điện mở máy thấp nhưng cosϕ thấp ,giá
thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi
hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt .
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu diểm là kết cấu đơn
giản , giá thành hạ , dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha
không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với
động cơ ba pha đồng bộ , không điều chỉnh được vận tốc .
Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và
được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ
rôto ngắn mạch
$@(1!2%!(G
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm
bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép.
Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
(kW)
(1.1)
Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ;
dc
dt
P
- công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như
sau:
Theo đề vì tải trọng không đổi nên:
dc
lv
dc
dt
PP
≥
Với
( )
kw
η
p
P
ct
lv
dc
lv
∑
=
+) Với các sơ đồ đề bài cho gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:
η
∑
=
η
1
.
η
2
.
η
3
(1.5)
η
1,
η
2,
η
3
là hiệu suất các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ truyền dẫn.
Giá trị của chúng cho trong bảng 1.1.
∑
η
=
422
olbrtk
.η.ηη
Trong đó :
η
k
là hiệu suất khớp nối : η
k
=1
η
brt
là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
η
br
=0,98 (nằm trong HGT nên được che kín)
η
ol
là hiệu suất một cặp ổ lăn : η
ol
=0,995
∑
η
=
422
olbrk
ηηη
= 1
2
.0,98
2
. 0,995
4
= 0,941
Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công
thức sau:
( )
kw
VF
P
t
ct
lv
45,10
10
9,1.5500
10
.
33
===
Với : +F
t
:Lực vòng trên băng tải
+V :Vận tốc vòng băng tải
Vậy ta có :
( )
kw
P
P
ct
lv
dc
lv
11,11
941,0
45,10
===
∑
η
Vậy công suất định mức của động cơ
( )
kwPP
dc
ct
dc
dm
11,11
=≥⇒
,$@ A`!.a!+%(*%!(G
Cần chú ý đén việc chọn hợp lý số vòng quay của động cơ .động cơ có
số vòng quay cang lớn thì kich thước, tải trọng, giá thàng động cơ
giảm .về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn,tuy nhiên nếu
số vong quay càng lớn thì tỉ số truyền động chung càng lớn và kết quả
làm tăng khôn khổ,kích thước,giá thàng của các bộ truyền,trục,ổ. Với lý
do này nên chọn động cơ có số vòng quay nhỏ.vìvậy phải chọn số vòng
quay của động cơ hợp lý.Số vòng quay đồng bộ động cơ (còn gọi là tốc
độ từ trường quay theo tiêu chuẩn có các số vòng quay là
3000,1500,1000,750,600 và 500 v/ph
+Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
sb
=1500(v/ph)
(không kể đến sự trượt)
bc-$ A`!.(*/((1!(
- Với hệ dẫn động băng tải:
)/(44,86
420.14,3
9,1.10.6010.60
33
phv
D
v
n
ct
===
π
(1.9)
Trong đó:
D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm);
v - vận tốc vòng của băng tải (m/s);
+Tỉ số truyền của hệ thống :U
sb
u
sb
ct
db
n
n
=
=
35,17
44,86
1500
=
Mà tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền
u
∑
nd
= U
t-t
nd
=(8-40)
Vậy U
sb
∈
U
∑
nd
Do đó :Số vòng quay đồng bộ của động cơ
n
sb
=1500(v/ph)
8$@%!(G
+ Động cơ được chọn phải có
dc
dm
P
và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều
kiện
{
sbdb
dc
lv
dc
dm
nn
PP
≈
≥
- Theo bảng P1.2 [1] / ( 235 ) HDĐ ta có:
Ký hiệu
Công suất
P(kw)
N(v/ph)
cosϕ
dn
K
T
T
Khối
lượng
K180M4 15 1450 0,87 1,6 159
1.5- Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn để
thắng sức ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra mở máy của động cơ:
.
dc
cbd
dc
mm
PP
≥
Với
dc
dmmm
dc
mm
PkP
=
k
mm
=
dn
k
T
T
= 1,6
P
mm
dc
: Công suất mở máy động cơ (KW).
P
cbd
dc
=P
lv
dc
. K
bd
:Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (KW).
⇒
dc
dmmm
dc
mm
PkP .
=
=1,6.15=24(KW)
P
cbd
dc
=P
lv
dc
. K
bd
= 11,11.1,6= 17,78 (KW)
Ta thấy:
.
dc
cbd
dc
mm
PP
≥
Vậy động cơ ta chọn ở trên hoàn toàn thoả mãn mọi
điều kiện của máy.
-Theo đề bài vì sơ đồ tảI không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho đông
cơ
;$d&$
!"#$%&!' (
77,16
44,86
1450
===
Σ
ct
dc
n
n
u
n
dc
: Số vòng quay của động cơ đã chọn. n
dc
= 1450 (v/ph)
n
ct
: Số vòng quay của trục ct. n
ct
= 86,44 (v/ph)
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền nối tiếp :
h
uu =
Σ
=16,77
u
h
: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
(*((+%"!$%&!' (
Ta có: u
h
=u
1
.u
2
-với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển
+Tỷ số truyền cấp nhanh
u
1
=0,825.
==
3
2
3
2
77,16825,0
h
u
5,41
+Tỷ số truyền cấp chậm
u
2
=
=
1
u
u
h
1,3
41,5
77,16
=
,C(D$(($1! 3((/(
,-$ (%.(*((/(
Trục I:
n
I
=
)/(1450
1
1450
I
phv
u
n
dc
dc
==
−
Trục II:
n
II
=
022,268
41,5
1450
1
===
−
u
n
u
n
I
III
I
Trục III:
n
III
=
46,86
1,3
022,268
==
−IIIII
II
u
n
Với u
III
= u
K
= u
dc-I
=1 : Tỷ số khớp nối
,-$(1!23((/(
Chọn công suất danh nghĩa là công suất lớn nhất.
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
)(11,11 KW
n
P
PP
ct
LV
dc
LVdc
===
Σ
.
- Công suất trên trục I:
P
I
= P
Lv
dc
.
)(05,11995,0.1.11,11. KW
k
OL
==
ηη
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
P
II
= P
I
.
)(77,10995,0.98,0.05,11. KW
OLbrt
==
ηη
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
P
III
= P
II
.
)(5,10995,0.98,0.77,10. KW
OLbrt
==
ηη
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
)(45,10995,0.1.5,10. KW
OLk
==
ηη
,,-$"45"63((/(
Với công thức:
T
i
=
i
i
n
P.10.55,9
6
Trên trục động cơ
T
i
=
)(1,98793
1450
15.10.55,9
6
Nmm
=
Trên trục I:
T
I
=
)(59,72777
1450
05,11.10.55,9
6
Nmm
=
Trên trục II:
T
II
=
)(21,383750
022,268
77,10.10.55,9
6
Nmm
=
Trên trục III:
T
III
=
)(87,1159784
46,86
5,10.10.55,9
6
Nmm=
Trên trục IV:
T
IV
=
)(1,1154262
46,86
45,10.10.55,9
6
Nmm=
,89'! :-$"
Trục
Tỷ số truyền
u
Công suất
P(kw)
Số vòng quay
n(v/ph)
Mômen xoắn
T(Nmm)
Động cơ
15 1450 98793,1
Trục I
1
11,05 1450 72777,59
TrụcII
5,41
10,77 268,022 383750,21
Trục III
3,1
10,5 86,46 1159784,87
Trục IV
1
10,45 86,46 1154262,1
Phần II : Thiết kế các chi tiết truyền động
$>>+%+$H!
9%+$H!/(2&$$
Số liệu ban đầu:
P
I
= 11,05 (KW) n
1
= 1450 (v/phut).
P
II
= 10,77 (KW) n
2
= 268,022 (v/phut).
$@AB:
Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Vì vậy ta
chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có
độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này
có khả năng chạy mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá
hoặc tôi cải thiện.
e9$$Q Dùng thép 45 có tôi cải thiện.
Loại bánh
răng
Nhãn
hiệu thép
Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
Mpa
Giới hạn
chảy
ch
σ
MPa
Nhỏ và
nhỏ
45
Tôi cải
thiện
HB241 285
850 580
σ
b
= 850 Mpa
σ
Ch
= 580 Mpa
HB
1
= 280.
+e9$:I Dùng thép 45 nhiệt luyện bằng thường hoá.
Loại bánh
răng
Nhãn
hiệu thép
Nhiệt luyện Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
Mpa
Giới hạn
chảy
ch
σ
MPa
Nhỏ và
nhỏ
45
thường hóa HB170 217
600 340
σ
b
= 600 Mpa
σ
Ch
= 340 Mpa
HB
2
= 200.
C(D$E!2($"&$F&
Gồm có ứng suất , ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất cho phép
khi quá tải.
ef!2>&5J(($"&$F&
Theo công thức:
[ ]
HLxHVR
H
H
H
kkZZ
s
0
lim
σ
σ
=
Trong đó:
Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc, lấy Z
R
= 1.
Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, Z
V
=
1,0
85,0 v
, khi
V≤5m/s lấy Z
V
=1
K
xH
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, lấy
k
XH
= 1( d
a
< 700mm).
k
HL
: Hệ số xét đến tuổi thọ. Theo công thức (6.3) (1)
H
m
HE
HO
HL
N
N
k
=
Với m
H
= 6 (Khi HB ≤ 350) → K
HL
=
6
0
HE
H
N
N
N
H0
: Chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử kề tiếp xúc.
N
H0
=30H
HB
2,4
Với bánh nhỏ HB=280
N
H0
=30H
HB
2,4
= 30.280
2,4
= 22,403. 10
6
(N)
Với bánh lớn HB=200
N
H0
=30H
HB
2,4
= 30.200
2,4
=9,99. 10
6
(N)
N
HE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
HE
= 60.C.n.t
Σ
C,n,t
Σ
: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay một phút
và tổng số giờ đang xét.
Với t
Σ
= 365.5.0,8.2.4=11680(giờ)
Vậy t
Σ
=11680(giờ)
C =1
Bánh nhỏ : n
1
= 1450(v/phut)
101616000011680.1450.1.60 ==→
HE
N
.(N)
Bánh lớn : n
2
=268,022(v/ph)
6,18782981711680.022,268.1.60 ==→
HE
N
.(N)
Ta có : N
HE
> N
H0
.
Lấy N
HE
= N
H0
→ k
HL1
= 1.
0
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở.
0
limH
σ
= 2HB + 70. (Tra theo bảng 6.2 với vật liệu) (1).
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.2, S
H
= 1,1.
Với bánh nhỏ (bánh 1):
Có HB = 280
→
0
limH
σ
= 2HB + 70 = 2.280 + 70 = 630 ( MPa ) .
S
H
= 1,1.
K
HL
= 1
Z
R
= 1 (chọn độ nhám R
a
)
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh 1(Bánh nhỏ là).
[ ]
)(73,5721.1.1.1.
1,1
630
0
lim
1
MPakkZZ
s
HLxHVR
H
H
H
===
σ
σ
Với bánh lớn (bánh 2):
Có HB=200 :
→
0
limH
σ
= 2HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 ( MPa ) .
S
H
= 1,1.
K
HL2
= 1
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn (bánh 2) là:
[ ]
)(27,4271.1.1.1.
1,1
470
0
lim
2
MPakkZZ
s
HLxHVR
H
H
H
===
σ
σ
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng . Vậy ứng suất tiếp xúc là :
[ ]
[ ] [ ]
)(500
2
27,42773,572
2
21
MPa
HH
H
=
+
=
+
=
σσ
σ
.
Mà
[ ] [ ]
min
.25,1
HH
σσ
≤
Với
[ ] [ ]
)(27,427
2
min
MPa
HH
==
σσ
.
→
[ ]
)(08,53427,427.25,1.25,1
min
MPa
H
==
σ
.
Thoả mãn điều kiện đã cho:
[ ] [ ]
min
.25,1
HH
σσ
≤
+ef!2 ($"&$F&
[ ]
0
lim
. . . . . (6.2)(1)
F
F R S xF FL FC
F
Y Y k k k
S
σ
σ
=
.
Trong đó:
S
F
: Hệ số an toàn về uốn. Tra bảng 6.2 (1) được S
F
= 1,75.
Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , lấy Y
R
= 1.
Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất , lấyY
S
= 1.
K
xF
: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn, lấy K
xF
= 1.
Chọn sơ bộ: Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1.
K
FC
: Hệ số kể đến đặt tải, lấy K
FC
= 1. (Tải một phía , bộ truyền quay 1
chiều)
K
FL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng bộ truyền (Công thức 6.4).
K
F
m
FE
FO
FL
N
N
=
Với m
F
= 6 khi HB ≤ 350.
0
limF
σ
: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
0
limF
σ
= 1,8.HB.
Với bánh răng nhỏ ( bánh 1)
HB
1
= 280
S
F
= 1,75 (Tra bảng 6.2).
→
0
limF
σ
= 1,8.280 = 504 (Mpa).
→
[ ]
FCFLxFVR
F
F
F
kkkYY
S
0
lim
1
σ
σ
=
Với
1
=
FCxFVR
kkYY
K
6
1
1
1
FE
FO
FL
N
N
=
N
FO1
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. N
FO1
= 4.10
6
đối với
tất cả các loại thép.
N
FE1
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.theo công thức (6.6)
N
FE1
= N
HE1
= 1016160000(N)
Vậy N
FE1
> N
FO1
→ k
FL1
= 1.
→
[ ]
)(2881.1.1.1.1.
75,1
504
0
lim
1
MPakkkYY
S
FCFLxFVR
F
F
F
===
σ
σ
.
Với bánh lớn ( bánh 2).
HB = 200
S
F
= 1,75
360(Mpa)=1,8.200=1,8HB=
0
limF
σ
ứng suất cho phép của bánh lớn:
→
[ ]
FCFLxFVR
F
F
F
kkkYY
S
0
lim
2
σ
σ
=
Với
0
limF
σ
=360( Mpa)
S
F
= 1,75
1
=
FCxFVR
kkYY
6
2
2
2
FE
FO
FL
N
N
k
=
Với N
FO2
= 4.10
6
N
FE2
= N
HE2
= 187829817,6(N) theo công thức (6.6)(1)
→ N
FE2
> N
FO2
→ k
FL2
= 1.
Vậy ta có:
[ ]
FCFLxFVR
F
F
F
kkkYY
S
0
lim
2
σ
σ
=
=
)(71,2051.1.1.1.1.
75,1
360
Mpa
=
.
(ef!2.'($"&$F&
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σ
H
]
max
= 2,8.σ
ch
với thép 45 đã chọn gia công bánh răng thường hoá
tôi cải thiện
hoặc tôi thể tích ( CT 6.13)(1)
- Với bánh nhỏ:
[σ
H1
]
max
= 2,8. σ
ch1
= 2,8.580 = 1624(Mpa)
- Với bánh lớn:
[σ
H2
]
max
= 2,8. σ
ch2
= 2,8.340 = 952 (Mpa)
Vậy [σ
H
]
max
= (1624+952)/2=1288(Mpa)
ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F
]
max
= 0,8. σ
ch
khi HB ≤ 350 ( CT 6.14)(1)
- Với bánh nhỏ:
[σ
F1
]
max
= 0,8. σ
ch1
= 0,8.580 = 464 (Mpa)
- Với bánh lớn:
[σ
F2
]
max
= 0,8. σ
ch2
= 0,8.340 = 272 (Mpa)
,C(D$$1! (G+'(*+%
Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục a
w
, nó được
xác định theo công thức (6.15).
a
w1
= k
a
(u
1
+ 1)
[ ]
3
1
2
1
.
baH
H
u
kT
ψσ
β
(6.15)
Trong đó:
k
a
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng được tra trong
bảng (6.5)(1).
k
a
= 43MP
a
1/3
( Bảng 6.5).(bánh răng nghiêng với vật liệu thép - thép)
(1)
T
1
: Mômen xoắn trên bánh chủ động, Nmm.
T
1
=72777,59 (Nmm)
u
1
: Tỉ số truyền của trục 1.
u
1
= 5,41
[σ
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép.
ψ
ba
=
aw
bw
, tra bảng 6.6 chọn ψ
ba
= 0,3
K
H
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng bánh
răng khi tính về tiếp xúc.
Tra bảng (6.7) (1)với ψ
bd
: Theo công thức 6.16(1).
ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
(u
1
+1) = 0,5.0,3.(5,41+1) = 1
Với ψ
bd
= 1 tra bảng (6.7)(1)
β
H
K
= 1,15
Vậy:
a
w1
= 43(5,41 + 1).
)(169
3,0.41,5.72,472
15,1.72777,59
3
2
mm=
8C(D$(($1! H$I&
Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện
trong thiết kế, sau khi tính được khoảng cách trục a
w1
có thể dựa theo công
thức sau để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
m = (0,01÷0,02)a
w
= (0,01÷0,02) .169 = 1,69÷3,38 (Theo công thức
6.17)(1).
Theo bảng 6.8 chọn mô đun tiêu chuẩn là m = 2,5 (mm).
Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh.
Giữa khoảng cách trục a
w
, số răng bánh nhỏ nhất Z
1
, số răng bánh lớn nhất
Z
2
, góc nghiêng β của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ
với nhau theo công thức.
a
w
=
( )
β
cos2
21
ZZm
+
(*) theo công thức 6.18(1).
Chọn sơ bộ β=10 vậy cosβ = 0,984.
Số răng bánh 1:
Từ công thức 6.18 (1) ta có:
Z
1
=
( )
1
cos.2
1
1
+um
a
w
β
Theo công thức (6.19)(1):
Với a
w
= 169(mm) ; cosβ = 0,984 ; m = 2,5
u
1
= 5,41
Vậy Z
1
=
77,20
)141,5(5,2
984,0.169.2
=
+
Lấy Z
1
=20 (răng).
Vậy số bánh răng lớn Z
2
là:
Theo công thức 6.20 ta có:
Z
2
= U
1
.Z
1
= 5,41.20 = 108,2 (răng).
Lấy Z
2
= 108 (răng).
Số răng tổng là:
Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 20 + 108 = 128 (răng).
Tính lại β:
Cosβ =
1
.
2,5.128
0,947
2. 2.169
t
w
m Z
a
= =
(Theo công thức 6.32)(1)
β = 18
0
44’
Do đó tỉ số truyền thực tế là: u
m
=
4,5
20
108
1
2
==
Z
Z
Đường kính vòng lăn.
d
w1
=
)(81,52
14,5
169.2
1
.2
1
mm
u
a
m
w
=
+
=
+
Chiều rộng bánh răng:
Chọn a
w1
= 169→ b
w1
= ψ
ba
.a
w1
= 0,3.169 = 50,7(mm).
Hệ số trùng khớp dọc:
07,2
5,2.14,3
)4418sin(.7,50
.
.
,0
1
1
===
m
Sinb
w
π
β
ε
β
( theo công thức 6.37)(1)
Hệ số trùng khớp ngang theo công thức (6.38b):
ε
α
= [1,88 - 3,2(
6,1947,0.
108
1
20
1
2,388,1cos)].
11
21
=
+−=+
β
ZZ
!$H!A%+>&5J(
• Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc
Theo công thức 6.33 ứng suất xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền tải
thoả mãn điều kiện sau:
σ
H
= Z
M
. Z
H
. Z
ε
.
][
)1u(2
1
2
m1
H
mw
H
wdub
KT
σ
≤
+
( 6.63 )(1)
Trong đó:
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp trị số của nó
tra bảng 6.5(1) .
Z
M
= 274(MPa)
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
( theo công thức 6.34 ) (1)
Với :
β
b
: Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở.
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ ( Theo công thức 6.35) (1)
α
tw
và α
t
tính theo các công thức bảng 6.11(1)
Đối với bánh răng nghiêng không định chỉnh thì
α
tw
= α
t
= arctg(
β
α
cos
tg
)
Theo TCVN 1065-71 thì α = 20
0
.
α
tw
= α
t
= arctg
,0
,0
0
'121)38434,0(
4418cos(
20
==
arctg
tg
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ =
317,0)'4418().'121cos(
,00
=tg
β
b
= 17
0
35’
Vậy Z
H
=
687,1
)'121.(2sin
)'3517cos(.2
0
0
=
( 6.34 ) (1)
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo công thức ( 6.36c ) khi
ε
β
≥ 1
Zε =
79,0
6,1
11
==
α
ε
K
H
: Hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
. K
H
α
. K
H
γ
( theo công thức 6.39) (1)
Với:
K
H
β
: Ta đã chọn từ phần trước với K
H
β
= 1,15.
K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Tra bảng 6.14 (1) với răng nghiêng ta có:
K
H
α
= 1,15
Trị số của cấp chính xác ( phục vụ việc xác định K
H
α
và K
HV
) có thể tra
bảng 6.13 phụ thuộc vào vận tốc.
Với vận tốc xác định theo công thức: ( 6.40 ) (1)
V =
4
60000
1450.8,52.14,3
10.60
.
3
1
1
==
nd
w
π
(m/s).
Với V = 4,23 (m/s) tra bảng 6.13 (1)chọn được cấp chính xác là 9. Và tra
bảng 6.14 (1) ta được K
H
α
= 1,15.
K
HV
: Hệ số kế đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của
K
HV
tra bảng P2.3 phần phụ lục ta chọn K
HV
= 1,05.
Vậy K
H
= K
H
β
.K
H
α
.K
HV
= 1,15.1,15.1,05= 1,39.
Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Zε.
2
11
1
)1.( 2
dwub
uKT
mw
mH
+
=
= 274.1,68.0,79.
63,475
)8,52.(4,5.7,50
)14,5.(39,1.59,72777.2
2
=
+
(MPa).
Xác định lại chính xác những ứng suất tiếp xúc cho phép.
Với công thức:
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
R
.Z
V
.K
XH
Trong đó: [σ
H
] = 472,72 (Mpa).
Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
V = 4 (m/s) < 5 (m/s). Vậy lấy Z
V
= 1.
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó
cần gia công độ nhám R
a
= 2,5.u
m
do đó Z
R
= 0,95 với d
a
= <700(mm), lấy
K
XH
= 1.
Vậy [σ
H
]
CX
= [σ
H
] .Z
R
.Z
V
.K
XH
= 500.0,95.1.1 = 475 (Mpa).
Kiểm tra:
∆σ
H
=
[ ]
%4%1325,0
63,475
47563,475
<=
−
=
−
H
H
CX
H
σ
σσ
Thoả mãn yêu cầu
Khi đó chúng ta tính lại chiều rộng vành răng
1w
b
[ ]
( )
mmab
H
H
wbaw
88,45)
500
63,475
.(169.3,0).(.
22
1
===
σ
σ
ϕ
1.6- Ki m nghi m r ng v đ b n u n:ể ệ ă ề ộ ề ố
Dể đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép.
Theo CT: ( 6 . 43) (1)và (6 . 44) (1)
mdb
YYYKT
ww
FF
F
2
11
11
1
βε
σ
=
≤ [σ
F1
] ( 6. 43) (1)
σ
F2
= σ
F1
.
1
2
F
F
Y
Y
≤ [σ
F2
] ( 6.44) (1)
Trong đó có các thông số:
T
1
: Mômen xoắn trên bánh chủ động. T
1
= 72777,59 (Nmm)
m : Modul pháp : m = 2,5 (mm) Tra bảng 6.8 lấy tiêu chuẩn.
b
w
: Chiều rộng vành răng b
w1
= 45,88 mm.
d
w
: Đường kính vòng lăn chủ động d
w1
= 52,8
Y
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : ( với ε
α
= 1,6)
Y
ε
=
625,0
6,1
11
==
α
ε
Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Y
β
=
866,0
140
73,18
1
140
- 1
0
=−=
β
.
Y
F1
và Y
F2
: Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 phụ thuộc vào Hệ
số răng tương đương :
Z
V1
=
55,23
)947,0(
20
cos
33
1
==
β
Z
Z
V2
=
17,127
)947,0(
108
cos
33
2
==
β
Z
.
Ta tra theo bảng 6.18 ta được :
=
=
3,6Y
3,9 Y
F2
F1
K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
: K
F
β
.K
F
α
.K
FV
Trong đó :
K
F
β
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn : Dựa vào ψ
bd
= 1 và tra bảng 6.7 ta có
K
F
β
= 1,24 ( Sơ đồ 3 ).
K
F
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đối răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 ta có :
K
F
α
=1,27
K
FV
: hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn.
Theo công thức 6.46.
K
FV
= 1+
α
FFB
wwF
KKT
dbV
2
1
1
Với V
F
= δ
F
.g
0
.V.
m
w
U
a
1
δ
F
,g
0
: Tra bảng 6.15 (1) và 6.16: (1)
δ
F
= 0,006 (HB
2
≤ 350HB)
g
0
= 56 (m = 2,5 và cấp chính xác 8 )
V = 4 (m/s) Theo công thức 6.40. (1)
u
m
= 5,4
a
w1
= 169 (mm)
V
F
= 0,006.56.4.
52,7
4,5
169
=
Vậy:
K
FV
= 1 +
08,1
27,1.24,1.59,72777.2
8,52.88,45.52,7
=
Vậy K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,24. 1,27 . 1,08 = 1,7
Vậy ứng suất uốn là :
σ
F1
=
][
2
1
1
11
F
ww
FF
mdb
YYYKT
σ
βε
≤
65,85
5,2.8,52.88,45
9,3.86,0.625,0.7,1.59,72777.2
==
( MPa )
Ta có:
06,79
9,3
6,3
.65,85.
1
2
12
===
F
F
FF
Y
Y
σσ
( MPa )
Độ bền uốn được xác định chính xác lại như sau :
Với m=2,5 (mm) ,
02.1)(0695,008,1
=−=
mLnY
s
;
Y
R
= 1 (bánh răng phay) ; K
xF
= 1 , do d <400 mm
[ ]
76,2931.02,1.1.288 ].[
11
===
xFSRFF
KYY
σσ
( MPa )
[ ]
82,2091.02,1.1.71,205 ].[
22
===
xFSRFF
KYY
σσ
( MPa )
76,293][65,85
11
=<=
FF
σσ
82,209][06,79
22
=<=
FF
σσ
( MPa )
Vậy thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn
)!$A.'
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm
máy . . . ).
Với hệ số quá tải :
dn
qt
T
T
K
max
=
Trong đó :
dn
T
: mô men xoắn danh nghĩa.
max
T
: Mô men 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.
Có thể lấy K
qt
= K
bd
= 1,6.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt , ứng suất tiếp xúc cực đại
δ
H
max không được vượt quá giá trị cho phép.
Theo công thức 6.48:
maxmax
][.
HqtHH
K
σσσ
≤=
1288][83,6006,1.475
max
=<==
H
σ
( MPa )
464][04,1376,1.65,85.
max11max1
=<===
FqtFF
K
σσσ
( MPa )
272][5,1266,1.06,79.
max22max2
=<===
FqtFF
K
σσσ
( MPa )
0($1! A#-($$KI(+%
Thông số
Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả
Đơn
vị
Khoảng cách trục a
W
A = 0,5.m.(Z
1
+ Z
2
)/cos β
169 mm
Đường kính vòng chia
d
1
d
1
= d
W1
52,8 mm
d
2
d
2
= d
W2
= d
W
. u 285,12 mm
Đường kính vòng đỉnh
d
a1
d
a1
= d
1
+ 2m 57,8 mm
d
a2
d
a2
= d
2
+ 2m 290,12 mm
Đường kính vòng chân
d
f1
d
f1
= d
1
– 2,5m 46,55 mm
d
f2
d
f2
= d
2
– 2,5m 283,87 mm
Đường kính vòng cơ
sở
d
b1
d
b1
= d
1
.cosα
49,62 mm
d
b2
d
b2
= d
2
.cosα
267,93 mm
Modun pháp m (0,01 0,02) a
W
2,5 mm
Chiều rộng vành răng b
W
b
W1
= b
w
+6, b
W2
= b
W
45,88 mm
Tỷ số truyền u
m
5,4
Góc nghiêng của răng
β
17
0
35’
Số răng
Z
1
20
Z
2
Z
2
= U. Z
1
108
Hệ số dịch chỉnh
X
1
0
X
2
0
Hệ số trùng khớp dọc
ε
β
2,07
Hệ số trùng khớp
ngang
ε
α
1,6
2-9%+$H!/(2&($B
Số liệu ban đầu:
P
II
= 10,77 ( KW ) n
2
= 268,022 ( vòng/phút )
P
III
= 10,5 ( KW ) n
3
= 86,46 ( vòng/phút )
