tính toán động học hệ dẫn động

tính toán động học hệ dẫn động
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
1.1.1 Chọn kiểu và loại động cơ
Trong công nghiệp có rất nhiều loại động cơ được sư dụng:
- Động cơ điện một chiều
- Động cơ điện xoay chiều:
+ Động cơ điện xoay chiều 1 pha
+Động cơ điện xoay chiều 3 pha: - Rụto dõy cuốn
- Rụto lồng sóc
-Nhờ vào những ưu điểm: Kết cấu đơn giản,giỏ thành thấp,dễ bảo quản, làm
việc tin cậy mà động cơ điện xoay chiều 3 pha rụto lồng sóc được sử dụng rất
phổ biễn trong các ngành công nghiệp nói chung và hệ thống dẫn động cơ khí
1.1.2 .Chọn cụng suõt cho động cơ :
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ để đảm bảo
khi làm việc nhiệt độ sinh ra không vượt quá mức cho phép muốn vậy điốu kiện
phải thoả mãn:

dc
dt
PP
dc
dm
≥
(KW)
Trong đó:
dc
dm
P
:công suất định mức của động cơ

dc
dt
P
:Công suất đẳng trị của động cơ và được xác định như sau:

dc
lv
dc
dt
PP
=
(KW)
Với:
dc
lv
P
:Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

)
W(K
ct
lv
dc
lv
P
P
Σ
=
η

ct
lv
P
:Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:

(KW)
15,6
10
4,2.6500
10
.
33
===
vF
P
t
ct
lv

Trong đó:+
t
F
:Lực vũng trờn băng tải (N)
+ v :Vận tốc vòng băng tải (m/s)
- Tính hiệu suất của toàn hệ thống:

321
ηηηη
=
Σ

Trong đó :
321
,,
ηηη
:Hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ
thống dẫn động.
Ta đặt:+
1
η
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
+
2
η
: Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn.
Tra bảng (2.3) ta chọn được:
96,0
1
=
η
;
99,0
2
=
η
Vì trong hệ thống gồm có:- 2 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
- 4 cặp ổ lăn
Nên hiệu suất của hệ thống:
8853,099,0.96,0
424
2

2
1
===
Σ
ηηη
=>
(KW)
17,62
8853,0
15,6
≅==
Σ
η
ct
lv
dc
lv
P
P
Do đó công suất đẳng trục của động cơ:


(KW)
17,62
==
dc
lv
dc
dt
PP

1.1.3.Chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ
- Nên chọn số vòng quay của động cơ hợp lí để đảm bảo các yếu tố sau:
+ Khuôn khổ, khối lượng và giá thành động cơ giảm
+ Hệ số công suất tăng
+ Giảm được tối đa các bộ truyờn để giảm tốc.
Tỉ số truyền của toàn bộ u
t
hệ thống dẫn động:


21
uuu
t
=
Trong đó:+
1
u
:Tỉ số truyền của bộ truyền 2
+
2
u
: Tỉ số truyền của bộ truyền 3
Tra bảng (2.4) [1]ta chọn được:

)408(.
21
÷==
uuu
t
-Số vòng quay của trục công tác với hệ dẫn động bang tải:

8584,93
540.14,3
4,2.10.60
.14,3
.10.60
33
≅===
D
v
n
ct
(Vũng/Phỳt)
Trong đó:
+ v=2,4(m/s) Vận tốc vòng băng tải
+ D=540 (mm): Đường kính tăng băng tải
Từ u
t
và
ct
n
ta có thể tính sơ bộ số vòng quay của động cơ:

)3400680()408.(85.
÷=÷==
tctsb
unn
(vũng/phỳt)
=> Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ
n

db
=1500 (vũng/Phỳt)
1.1.4. Chọn động cơ thực tế:
Động cơ được chọn sao cho công suất của động cơ
dc
P
và số vòng quay đồng bộ
thoả mãn đk:
+
ctdc
PP
≥

+
sbdb
n n
≅
Tra bảng (P1.3) [1] ta được:
Kiểu Động
cơ
Cụng
suõt(KW)
Vận tốc
quay(v/p)
ϕ
COS

η
%

dn
k
I
I

dn
K
T
T
K180L4 18,5 1455 0,88 88 5,9 2,0
1.1.5 .Kiểm tra điều kiện mở máy
-Khi mở máy động cơ cần sinh ra 1 công suất mở máy để thắng sức ỳ của
hệ thống.Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức sau:

(**) KW)
( P P
dc
cbd
dc
mm
≥
Công suất mở máy của động cơ

*)*(*
.PKP
dc
dmmm
dc
mm
=

:
:Hệ số mở máy của động cơ

2,0
T
T
K
dn
K
mm
==

5,18 P
(KW)
dc
dm
=
Thay vào (***) ta được:

372,0.18,5.PKP
(KW)
dc
dmmm
dc
mm
===

(KW)
26,4362,17.5,1.KPP
bd

dc
lv
dc
cbd
===
Trong đó :

5,1.K
bd
=
Hệ số cản ban đầu
=>
(KW)
26,43P 37P
dc
cbd
dc
mm
=≥=
1.2.Phân phối tỉ số truyền :
-Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống
Σ
U
xác địng theo công thức:

(I)
n
n
U
ct

dc
=
Σ
Trong đó:
+
Số vòng quay của động cơ đã chọn
(v/p) 1455n
dc
=
:

+
:Số vòng quay của trục công tác
(v/p) 85n
ct
=
Thay các giá trị vao (I) ta được:

17,1176
85
1455

n
n
u
ct
dc
===
Σ

=
∑
u
u
1
+u
2
u
1
tỷ số truyền cấp nhanh
u
2
tỷ số truyền cấp chậm
1.2.1 .Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Do bộ truyền ngoài chỉ là khớp nối nên U
ng
=1
1.2.2. tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
- với HGT bánh răng đồng trục có thể tính TST bộ truyền cấp nhanh u
1

theo công thức:
u
1
= 1,34
47.0
2
1









ba
ba
ψ
ψ
( )
5,2033.04.0.9,7
43.0
−++
hh
uu
Trong dó
ng
h
u
u
u
∑
=
=
1
1176,17
=17,1176









2
1
ba
ba
ψ
ψ
=
3,1
1
u
1
= 1,34
47,0
3,1
1






( )
5,21176,17.033.04.01176,17.9,7
43.0

−++
=7,84
 u
2
=
1
u
u
∑
=
84,7
1176,17
=2,18
1.3 . Xác định các thông số trên trục :
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số trục được ký hiểutục đồng cơ;
các chỉ số “I”, “II”,”III”.chỉ trục số I,II,III.
1.3.1. Tính số vòng quay của các trục
+ Tốc độ quay của trục I:

(v/p) 1455nn
dcI
==
+Tốc độ quay của trục II:

(v/p) 5,58618
84,7
1455
u
n
n

III
I
II
===
−
+Tốc độ quay của trục III:

(v/p) 85,13
18,2
586,185
u
n
n
IIIII
II
III
===
−
1.3.2. Tính công suất trờn cỏc trục
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :
P
∑
==
η
ct
lv
dc
lv
dc
P

P
=17,62 (KW)
+Công suất trên trục I:

(KW) 17,4449917,62.1.0,η.η.PP
3I-dc
dcI
===
Trong đó:
3I-dc
η; η
: Hiệu suất của khớp nối, ổ lăn
+ Cụng suõt trờn trục II:

(KW) 578,166.0,9917,444.0,9η.η.PP
3II-I
III
===

Trong đó:
η
II-I
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
+ Cụng suất trên trục III:

15,755(KW)6.0,9916,578.0,9η.η.PP
3III-II
IIIII
===
1.3.3 .Tớnh Mụmen xoắn trên trục:

Mụmen xoăn trên trục thứ i được xác địng theo công thức sau:

i
i
6
i
n
P.10.55,9
T
=
(II)
Trong đó
i
P
;
i
n
:là công suất và số vòng quay trên trục thứ i.
+ Mụmen xoắn trên trục động cơ:

(N.mm) 1718,115650
1455
62,17
10.55,9
n
P.10.55,9
T
6
dc
6

dc
===
dc
+Mụmen xoắn trên trục I:

(N.mm) 983,114494
1455
444,17
10.55,9
n
P.10.55,9
T
6
I
I
6
I
===
+Mụmen xoắn trên trục II:

(N.mm) 05,853081
586,185
578,16
10.55,9
n
P.10.55,9
T
6
II
II

6
II
===
+Mụmen xoắn trên trục III:

(N.mm) 479,1767417
13,85
755,15
10.55,9
n
P.10.55,9
T
6
III
III
6
III
===
1.3.4. Lập bảng số liệu tính toán :
Phần II :
Thông số
Trục
Tốc độ quay
(v/p)
Tỉ số truyền Công suất
(KW)
Mụmen xoắn
(Nmm)
Động cơ 1455 1
7,84

2,18
1
17,62
1718,115650
Trục I 1455 17,444
983,114494
Trục II 185,586 16,578
05,853081
Trục III 85,13 15,755
479,1767417
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1 .THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN :
2.1.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm :
Theo đề tài thiết kế trong HGT chỉ có 2 bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
đồng trục . Do tải trong tác dụng vào cấp chậm lớn hơn rất nhiều so với cấp
nhanh
=> Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Với bộ truyền cấp chậm
2.1.1.1 .Chọn vật liệu:
Đây là HGT chịu công suất nhỏ nên ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có HB <
350 và để tăng khả năng chạy mòn của răng ta tiến hành nhiệt luyện để làm
giảm độ rắn của răng bánh lớn so với bánh nhỏ. Ở đây ta tiến hành thường hoá
hoặcc tôi cải thiện.
Tra bảng (6.1)/ trang 92 ta chọn:
Loại
bánh
Nhãn
hiệu
Thép
Nhiệt Luyện
Kích thước

S ,mm ,không
lớn hơn
Độ rắn
Giới hạn
bền
b
σ
,MPa
Giới hạn
chảy
ch
σ
,MPa
Nhỏ
(3)
45
Tôi cải
thiện
60 HB 241….285 850 580
Lớn
(4)
45
Thường hoá
hoặc tôi cải
thiện.
100 HB 192….240 750 450
2.1.1.2. Ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ

] và ứng suất uốn cho phép [
F
σ
] cho phép
được xác định theo công thức sau:

[ ]
HL
H
xVR
H
o
lim
H
KKZ).Z
S
( σ
H
σ
=
(1)

[ ]
FLFC
F
xsR
F
o
lim
F

KKKY).Y
S
( σ
F
σ
=
(2)
Trong đó:
+
R
.Z
:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng khi làm việc
+
V
Z
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+
H
x
K
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
+
R
Y
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+
s
Y
:Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+

F
x
K
:Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
+
o
limH
σ
,
o
limF
σ
:Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép với số chu kì chụi tải.Trị số tra trong bảng (6.2) /[1]
+
H
S
,
F
S
:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng (6.2)/[1]
+
HL
K
,
FL
K
: Hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phuc vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền đựoc xác định theo công thức sau:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
(3)

F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
(4)
Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy
1KZZ
xHVR
=
và
1KYY
xFSR
=
Do đó công

thức (1) và (2) trở thành:

[ ]
).K
S
( σ
HL
H
o
lim
H
H
σ
=


[ ]
K).K
S
( σ
FLFC
F
o
lim
F
F
σ
=
Tra bảng (6.2) ta được:
Vật liệu chế tạo

bánh răng

o
limH
σ
(Mpa)

H
S

o
limF
σ
(Mpa)

F
S
45 2HB + 70 1,1 1,8 HB 1,75

- Ta chọn: Độ rắn bánh nhỏ:HB3 = 245
Độ rắn bánh lớn :HB4 = 230
Khi đó: +
56070245.2702HBσ
1
3
o
Hlim
=+=+=
(MPa)
+

53070230.2702HBσ
2
4
o
Hlim
=+=+=
(MPa)
+
441245.8,11,8HBσ
1
3
o
Flim
===
(MPa)
+
414230.8,11,8HBσ
2
4
o
Flim
===
(MPa)
● Do đặc tính tải trong là quay 1 chiều nên
FC
K
=1 (hệ số xét đến ảnh hưởng
của đặt tải ).
Ta tớnh cỏc hệ số tuổi thọ :
Từ công thức (3) và (4)

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=

F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
Trong đó:

H
m
,
F
m
là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn:
6m
H

=
,
6m
F
=
(Vì độ rắn mặt răng ta chọn có độ rắn HB ≤ 350)
HO
N
:Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2,4
HBHO
H30N
=
(5)
HB
H
:là độ rắn Brinen
.Vì vậy ta có:
64,22,4
HB3HO3
10.26,16245.30H30N
≈==

64,22,4
HB4HO4
10.97,13230.30H30N
≈==

FO

N
:Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
FO
10.4N
=
đối với tất cả các loại thép.
HE
N
,
FE
N
:Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,với bộ truyền chụi tải tĩnh
nên:

Σ
===
cnt60NNN
FEHE
(6)
Trong đó: c :Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c=1
n :Số vòng quay trong 1 phút,n
II
=185,586 (v/p) ,
13,85
=
III
n
(v/p)

Σ
t
:Tổng thời gian làm việc:

420488.2.365.8,0.9
==
Σ
t
(giờ)
Vì vậy ta có:
6
3FE3HE3
10.2,46842048.586,185.1.6060NNN
=====
Σ
tcn
II

6
4FE4HE4
10.77,21442048.13,85.1.6060NNN
=====
Σ
tcn
III
So sánh kết quả ta nhận thấy:
-
HE3
N
>

HO3
N
=>lấy
HE3
N
=
HO3
N
=>
HL3
K
=1
-
HE4
N
>
HO4
N
=> lấy
HE4
N
=
HO4
N
=>
HL4
K
=1
-
FE3

N
>
FO3
N
=> lấy
FE3
N
=
FO3
N
=>
FL3
K
=1
-
FE4
N
>
FO4
N
=> lấy
FE4
N
=
FO4
N
=>
FL4
K
=1

* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ
]

[ ]
(MPa) 509,0909).1
1,1
560
( ).K
S
( σ
HL3
H
o
3lim
H3
===
H
σ

[ ]
(MPa) 481,8182).1
1,1
530
( ).K
S
( σ
HL4
H

o
4lim
H4
===
H
σ
Với bánh răng trụ răng nghiờng thỡ ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
[ ] [ ]
[ ]
(MPa) 602,271821,25.481,8σ1,25 495,4545
2
481,8182509,09
2
σ
min
H
H4H3
H
==≤=
+
=
+
=
σσ
vậy
[ ]
(MPa) 495,45σ
H
=

*Xác định ứng suất uốn cho phép
[ ]
F
σ


[ ]
(MPa) 277,2.1.1
75,1
441
K).K
S
( σ
FLFC
F
o
3lim
F3
===
F
σ

[ ]
(MPa) 260,23.1.1
75,1
414
K).K
S
( σ
FLFC

F
o
4lim
F4
===
F
σ

* Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải:
- Với ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
Bánh răng được thường hoỏ ,tụi cải thiện :
[ ]
H3
σ
max = 2,8
ch1
σ
=2,8.580 =1624
(MPa)

[ ]
H4
σ
max = 2,8
ch2
σ
=2,8.580=1624 (MPa)
- Với ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ ]

(MPa) 456 0,8.570 8,0max σ
1F3
===
ch
σ

[ ]
(MPa) 456 0,8.570 8,0max σ
2F4
===
ch
σ
2.1.1.3.Tính toán bộ truyền-Xỏc định thông số cơ bản của bộ truyền:
a) xác định sơ bộ khoảng cách trục:

[ ]
3
2
2
2
.
.
)1(
baH
HII
aW
u
KT
uKa
ψσ

β
+=
(7’)
Trong đó:+
a
K
:Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
+
II
T
:Mụmen xoắn trên trục chủ động
+
[ ]
H
σ
: Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
=
H
σ
495,45 (MPa)
+
2
u
:Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp
chậm

w
w
ba

a
b
=
ψ
:hệ số,trong đó
w
b
:chiều rộng vành răng
+
β
H
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xỳc.Trị số tra trong bảng (6.7)/[1] và tuỳ thuộc vào vị
trí của bánh răng đối với các ổ.
Tra bang (6.5)/[1] ta được:

43
=
a
K

)(
3/1
MPa
-Với bánh răng nghiêng ,vật liệu là thộp-thộp.
Tra bảng (6.6)/ [1] ta được:

4,0
=

ba
ψ
- bánh răng đối với các ổ trong hộp HGT là không đối xứng.
Với
674,0)118,2(4,0.5,0)1(5,0
2
=+=+=
u
babd
ψψ
Tra bảng (6.7)/ [1] :

06,1
=
β
H
K
- Ứng với sơ đồ 4
Thay vào (7) ta được:

[ ]
0492.221
4,0.18,2.45,495
06,1.05.853081
)118,2(43
.
.
)1(
3
2

3
2
2
2
=+=+=
baH
HII
aW
u
KT
uKa
ψσ
β

(mm)
Chọn
221
=
W
a
(mm)
b) Xác định các thông số ăn khớp:
1- Xác định mụđun:
Mụđun được xác định từ điều kiện bền uốn.Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết
kế sau khi tính được khoảng cách trục có thể tính theo công thức sau:

)42,421,2(221).02,001,0()02,001,0(
2
÷=÷=÷=
w

am
Tra bảng (6.8) chọn Mụđun chuẩn: m=2,5 (mm)
2- Xác định số răng , góc nghiêng
β
,và hệ số dịch chỉnh x.
-Chọn trước góc nghiêng
o
15
=
β
-Tính số răng bánh nhỏ theo công thức:
703,53
)118,2.(5,2
15cos.221.2
)1(
cos2
2
3
=
+
=
+
=
o
w
um
a
z
β
lấy

54
3
=
z
-Tính
72.11754.18,2.
324
===
zuz
chọn
118
4
=
z
-
17211854
43
=+=+=
zzz
t
, Tính lại góc nghiêng
β
:
97285,0
221.2
169.5,2
2
.
cos
===

w
t
a
zm
β
=>
o
13,38β
=
=>
ooo
2013,38β8
<=<
Góc nghiêng thực (Chính xác ) của bộ truyền:
o
38,13
=
β
Vì vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền là:
185,2
54
118
3
4
===
z
z
u
th

3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
M
Z
:Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,trị số
M
Z
tra trong
bảng (6.5)/[1] ta được:

274
=
M
Z
( MPa
1/3
).

H
Z
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

tw
b
H
Z
α
β
2sin
cos2
=

Ở đây:
b
β
-góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

βαβ
tgtg
tb
.cos
=
và
t
α
với
tw
α
lần lượt là gúc prụfin răng và góc ăn khớp
-Đới bánh răng không dịch chỉnh thì:

o
o
o
twt
tg
arctg
tg
arctg 5122,20
08,17cos
20
cos

=








=








==
β
α
αα
khi đó

22278,038,13.5122,20cos.cos
===
oo
tb
tgtgtg
βαβ

vì vậy
o
b
56,12
=
β
Do đó :

7245,1
)5122,20.2sin(
56,12cos2
==
o
o
H
Z
ε
Z
:Hệ số đến sự trùng khớp của răng :

α
ε
ε
1
=
Z

-
α
ε

:Hệ số trùng khớp ngang và được xác định theo công thức gần đúng sau:

7449,138,13cos
118
1
54
1
2,388,1cos
11
2,388,1
43
=












+−=















+−=
o
zz
βε
α
Ta được :
757,0
7449,1
11
===
α
ε
ε
Z
- Hệ số trùng khớp dọc ε
β
:
( ) ( )
6,2
5,2.14,3
38,13sin.4,88

.
sin
===
o
w
m
b
π
β
ε
β
>1
Ở đây chiều rộng vành răng
4,88221.4,0.
===
wbaw
ab
ψ
(mm)
H
K
:Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

HvHHH
KKKK
αβ
=
β
H
K

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ,tra
bảng (6.7) [1]/Trang 98 ta được

=
β
H
K
1,06
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 3 :

( )
( )
mm
u
a
d
th
w
w
9937,138
118,2
221.2
1
2
3
=
+
=
+
=

-Vận tốc vòng:

( )
sm
nd
v
IIw
/3499,1
60000
586,185.9937,138.14,3
60000
3
===
π
với v= 1,3499(m/s) theo bảng (6.13) [1] / Trang 107 ta chọn cấp chính xác 9
Vì vậy theo bảng (6.14) [1]/Trang 107 tra bảng ta chọn được
13,1
=
α
H
K
-
Hv
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số được tính
theo công thức:

αβ
ν
HHII

wwH
Hv
KKT
db
K
2
1
3
+=
Trong đó:
u
a
vg
w
oHH
δν
=
+ v :Vận tốc vòng
+
H
δ
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,
trị số tra bảng (6.15) [1]/ Trang 107 ta được:
002,0
=
H
δ
+
o
g

:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.,
tri số tra bảng (6.16) [1/Trang107ta được:
73
=
o
g
Thay số vào ta được:

max
984,1
18,2
221
3499,1.73.002,0
H
w
oHH
u
a
vg
νδν
≤===

012,1
13,1.06,1.05,853081.2
9937,138.4,88.984,1
1
2
1
3
=+=+=

αβ
γ
ν
HHII
wwH
H
KKT
db
K
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

2122,1012,1.13,1.06,1
===
γαβ
HHHH
KKKK
Vậy ta có ứng suất tiếp xúc :

( )
12,473
9937,138.18,2.4,88
)118,2(2122,1.05,853081.2
764,0.7,1.274
)1(2
22
3
=
+
=
+

=
ww
HII
HMH
udb
uKT
ZZZ
ε
σ
(MPa)
*Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]
H
xVRHL
H
xVR
H
o
lim
cx
H
KZZ KKZ).Z
S
( σ
H
H
σ
σ
==
Với vận tốc vòng v=1,3128 (m/s) tra bảng (6.13) [1]/trang106, ta chọn được

cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác tiếp xúc động học là 8.khi đó
cần gia công đạt độ nhám
mR
a
µ
25,1 5,2
≤
,do đó :
95,0Z
R
=
.
- Vận tốc vòng ≤ 5 (m/s) nên lấy :
1Z
V
=
Với đường kính đỉnh răng da ≤ 700 (mm) ,do đó
1K
H
x
=
Vậy
[ ] [ ]
6775,47095,0.1.1.45,495KZ ZKKZ).Z
S
( σ
H
xVRHL
H
xVR

H
o
lim
cx
H
====
H
H
σ
σ

(MPa)
Ta nhận thấy rằng
[ ]
cx
H
σ
<
H
σ
với tỉ lệ % chênh lệch:
[ ]
00517,0
12,473
6775,47012,473
=
−
=
−
=∆

H
cx
HH
σ
σσ
σ
hay 0,517% <4%
=> tính lại b
w
=
ba
ψ
.a
w.
[ ]
cx
H
H
σ
σ
=
32,89)
6775,470
12,473
(221.4,0
2
=
4.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:

( )
[ ]
3
3
3
3
2
F
ww
FFII
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=

[ ]
4
3
43
4 F
F
FF
F
Y
Y
σ

σ
σ
≤=
Trong đó:
+ TII –Mụmen xoắn trờn bỏnh chủ động (Nmm)
+ m –Mụđun phỏp,mm
+ bw -Chiều rộng vành răng,mm,
(mm) 89,32
=
w
b
+ KF -Hệ số tải trọng khi tính về uốn

FvFFF
KKKK
αβ
=

Với:
β
F
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn,tra bảng (6.7) [1]/Trang 98 ta được
13,1
=
β
F
K
.(Ứng với sơ

đồ 4)

α
F
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cỏc đụi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn,tra bảng (6.14) [1]/trang 107:
37,1
=
α
F
K
Fv
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

αβ
ν
FFII
wwF
Fv
kkT
db
K
2
1
3
+=
Với
u

a
vg
w
oFF
δν
=
Trong đó
F
δ
và
o
g
là các hệ số, tra bảng (6.15) [1]/Trang 107 ta được
006,0
=
F
δ
,Tra bảng (6.16) [1]/Trang (107) ta được
73
=
o
g
Vì vậy ta được :

953,5
18,2
221
3499,1.73.006,0
===
u

a
vg
w
oFF
δν
Vậy
0279,1
37,1.13,1.05,853081.2
9937,138.32,89.953,5
1
=+=
Fv
K
Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn:

59,10279,1.37,1.13,1
===
FvFFF
KKKK
αβ
+
ε
Y
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,
Với
5838,0
7129,1
11
===
α

ε
ε
Y
,
α
ε
:Hệ số trùng khớp ngang.
β
Y
:Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

9,0140/38,131140/1
=−=−=
oo
Y
β
β
+
F
Y
:Hệ số dạng răng.
Số răng tương đương:
67
)38,13(cos
54
cos
33
3
3
===

o
v
z
z
β

67,124
)38,13(cos
118
cos
33
4
4
===
o
v
z
z
β
Tra bảng (6.18) [1]/Trang 109 ta được:

62,3
3
=
F
Y
,
6,3
4
=

F
Y
245,166
5,2.9937,138.32,89
62,3. 9,0.5838,0.59,1.05,853081.2
2
3
3
3
===
mdb
YYYKT
ww
FFII
F
βε
σ
(MPa)
87,164
63,3
6,3.245,166
3
43
4
===
F
FF
F
Y
Y

σ
σ
(MPa)
* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :

[ ] [ ]
.K.Y.YσKKKY).Y
S
( σ
F
xsRFFLFC
F
xsR
F
o
lim
cx
F
==
F
σ
Trong đó:
R
Y
-Hệ số kể đến độ nhám mặt lượn chân răng,
1Y
R
=

s

Y
-Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất
và
0163,15,2ln0695,008,1)ln(0695,008,1Y
s
=−=−=
m

F
x
K
:Hệ số xét đến kich thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn,
1K
F
x
=
( vì da < 400mm)
Do đó:
[ ] [ ]
281,7181.0163,1.1.2,277 .K.Y.YσKKKY).Y
S
( σ
F
xsRF3FLFC
F
xsR
F
o
lim
cx

F3
====
F
σ

(MPa)
[ ] [ ]
o
cx
lim
F4 R s xF FC FL F4 R s xF
F
σ ( ).Y Y K K K σ .Y .Y .K 260,228.1.1,0163.1 264,469
S
F
σ
= = =
(MPa)
=> Nhận xét:
[ ]
cx
F3
σ
>
3F
σ
và
[ ]
cx
F4

σ
>
4F
σ
=> Thoả mãn điều kiện bền
uốn.
5.Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải lúc mở máy với hệ số quá tải

5,1
==
bdqt
KK
-Để tránh biến dạng dư hoặc dũn lớp bề mặt:

( )
[ ]
( )
MPaMPaK
HqtHH
162445,5795,112,473
max
max
=<===
σσσ
-Để tránh biến dạng dự và phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
( )
[ ]
( )
MPaMPaK

FqtFF
45637,2495,1.245,166.
max
33max3
=<===
σσσ
( )
[ ]
( )
MPaMPaK
FqtFF
4563,2475,1.87,164.
max
24max4
=<===
σσσ
Vậy thoả mãn điều kiện quá tải.
* Các thông số và kích thước bộ truyền:
-Khoảng cách trục :
221
=
W
a
(mm)
- Mụđun phỏp : m=2,5 (mm)
- Chiều rộng vành răng :
32,89
3
=
w

b
(mm)
- Tỉ số truyền : u
th
=2,18
-Góc nghiêng của răng :
o
38,13β
=
- Số răng bánh răng : z3 = 54 z4 =118
- Hệ số dịch chỉnh : x1=0 ; x2 =0
-Đường kính vòng lăn d
w3
= 138,9937(mm) và d
w4
= 303 (mm)
Chọn
139
3
=
w
d
(mm) và
303
4
=
w
d
(mm)
hệ số dịch chỉnh x=0

Tính đường kính vòng chia d
3,
d
4
:
d
3
=m.z
3
/cos
β
=
76,138
38,13cos
54.5,2
=
o
(mm) chọn d
3
=139 (mm)
d
4
=m.z
4
/cos
β
=
23,303
38,13cos
118.5,2

=
o
(mm) chọn d
4
=303 (mm)
đường kính đáy răng d
f3
,d
f4
:
d
f3
=d
3
-(2,5-2x)m =138,76-2,5.2,5=132,51 (mm) chọn d
f3
=133 (mm)
d
f4
=d
4
-(2,5-2x)m =303,23-2,5.2,5=296,98 (mm) chọn d
f4
=297 (mm)
đường kính đỉnh răng d
a3
,d
a4
:
d

a3
=d
3
+2m=138,76+2.2,5=143,76 (mm) chọn d
a3
=144 (mm)
d
a4
=d
4
+2m=303+2.2,5=308 (mm) chọn d
a4
=308 (mm)
r
STT Thông số Kí hiệu Giá trị
1 Khoảng cách trục a 221 mm
2 Mô đun m 2.5 mm
3 Chiều rộng vành răng b 90 mm
4 Tỷ số truyền U
2
2.18 mm
5 Góc nghiêng của răng
β
13.38
0
mm
6 Số bánh răng Z
Z
3
= 54 mm

Z
4
=118 mm
7 Hệ số dịch chỉnh X
X
1
= 0 mm
X
2
= 0 mm
8 Đường kính vòng lăn d
w
d
1
= 139 mm
d
2
= 303 mm
9 Đường kính vòng chia d
d
3
= 139 mm
d
4
= 303 mm
10 Chiều cao đầu răng ngoài h
ae
h
ae1
= 4,064 mm

h
ae2
= 1,936 mm
11 Đường kính chân răng d
f
d
f3
= 133 mm
d
f4
= 297 mm
12 Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
= 144 mm
d
a2
= 308 mm
2.1.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
2.1.2.1:Chọn vật liệu :
Chọn vật liệu nhóm I có HB ≤ 350 và để tăng khả năng chạy mòn của
răng ta nhiệt luyện bánh răng lớn để độ rắn giảm từ 10 ÷ 15 đơn vị so với bánh
nhỏ. Khi đó bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Nhờ có độ rắn thấp
nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện , đồng thời bộ truyền có khả
năng chạy mòn cao.
Tra bảng (6.1) ta chọn :
Loại
bánh
Nhãn

hiệu
Thép
Nhiệt
Luyện
Kích thước
S,mm,khụng
lớn hơn
Độ rắn
Giới hạn bền
b
σ
MPa
Giới hạn chảy
ch
σ
,MPa
Nhỏ 45
Tôi cải
thiện
60
HB
241… 285
850 580
Lớn 45
Tôi cải
thiện
100
HB
192… 240
750 450

2.1.2.2: Ứng Suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ
] và ứng suất uốn cho phép [
F
σ
] cho phép
được xác định theo công thức sau:

[ ]
KKZ).Z
S
( σ
HL
H
xVR
H
o
lim
H
H
σ
=
(1)

[ ]
KKKY).Y
S
( σ

FLFC
F
xsR
F
o
lim
F
F
σ
=
(2)
Trong đó: +
R
.Z
:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng khi làm việc
+
V
Z
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+
H
x
K
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
+
R
Y
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+
s

Y
:Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+
F
x
K
:Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
+
o
limH
σ
,
o
limF
σ
:Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép với số chu kì chiu tải.Trị số tra trong bảng (6.2)/[1]

H
S
,
F
S
:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng (6.2)/[1]
HL
K
,
FL
K
: Hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phuc vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền đựoc xác định theo công thức sau:


H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
(3)


F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
(4)
Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy

1KZZ
xHVR
=

và
1KYY
xFSR
=

Do đó công thức (1) và (2) trở thành:

[ ]
).K
S
( σ
HL
H
o
lim
H
H
σ
=


[ ]
K).K
S
( σ
FLFC
F
o
lim
F

F
σ
=
Tra bảng (6.2) ta được:
Vật liệu chế tạo
bánh răng
o
limH
σ
(Mpa)
H
S
o
limF
σ
(Mpa)
F
S
45 2HB + 70 1,1 1,8 HB 1,75
Ở đây chọn:+ độ rắn bánh nhỏ:HB1= 255
+ Độ rắn bánh lớn:HB2=240
Vì vậy +
58070255.2702
1
1
o
lim
=+=+=
HB
H

σ
(MPa)
+
55070240.2702
2
2
o
lim
=+=+=
HB
H
σ
(MPa)
+
459255.8,18,1
1
1
o
lim
===
HB
F
σ
(MPa)
+
432240.8,18,1
2
2
o
lim

===
HB
F
σ
(MPa)
●Do đặc tính tải trong là quay 1 chiều nên
FC
K
=1 (hệ số xét đến ảnh hưởng của
đặt tải ).
Ta tớnh cỏc hệ số tuổi thọ : Từ công thức (3) và (4)

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=



F
m
FE
FO
FL
N

N
K
=
Trong đó:

H
m
,
F
m
là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn:
6m
H
=
,
6m
F
=
(Vì độ rắn mặt răng ta chọn có độ rắn HB ≤ 350)

HO
N
:Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2,4
HBHO
H30N
=
(5)
HB

H
:là độ rắn Brinen.Vỡ vậy ta có:
64,22,4
HB1HO1
10.89,17255.30H30N
===

64,22,4
HB2HO2
10.47,15240.30H30N
===

FO
N
:Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
FO
10.4N
=
đối với tất cả các laọi thép.
HE
N
,
FE
N
:Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,với bộ truyền chụi tải tĩnh
nên:

Σ
===

cnt60NNN
FEHE
(6)
Trong đó: c :Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c=1
n :Số vòng quay trong 1 phút,nI=1455(v/p) ,
586,185
=
II
n
(v/p)

Σ
t
:Tổng thời gian làm việc :

420488.2.365.8,0.9
==
Σ
t
(giờ)
Vì vậy ta có:
9
1FE1HE1
10.67,342048.1455.1.6060NNN
=====
Σ
tcn
I

9

2FE2HE2
10.468,042048.586,185.1.6060NNN
=====
Σ
tcn
II
So sánh kết quả ta nhận thấy:
-
HE1
N
>
HO1
N
=>lấy
HE1
N
=
HO1
N
=>
HL1
K
=1
-
HE2
N
>
HO2
N
=> lấy

HE2
N
=
HO2
N
=>
HL2
K
=1
-
FE1
N
>
FO1
N
=> lấy
FE1
N
=
FO1
N
=>
FL1
K
=1
-
FE2
N
>
FO2

N
=> lấy
FE2
N
=
FO2
N
=>
FL2
K
=1
* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ
]

[ ]
(MPa) 527,27).1
1,1
580
( ).K
S
( σ
HL
H
o
1lim
H1
===
H

σ

[ ]
(MPa) 500).1
1,1
550
( ).K
S
( σ
HL
H
o
2lim
H2
===
H
σ
Với bánh răng trụ răng nghiờng thỡ ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
[ ] [ ]
[ ]
(MPa) 6251,25.500σ1,25 513,636
2
500527,27
2
σ
min
H
H2H1
H

==≤=
+
=
+
=
σσ
vậy
[ ]
(MPa) 636,513σ
H
=
*Xác định ứng suất uốn cho phép
[ ]
F
σ


[ ]
(MPa) 288,51.1.1
75,1
459
K).K
S
( σ
FLFC
F
o
1lim
F1
===

F
σ

[ ]
(MPa) 271,54.1.1
75,1
432
K).K
S
( σ
FLFC
F
o
2lim
F2
===
F
σ
* Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải:
- Với ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
Bánh răng được thường hoỏ ,tụi cải thiện :
[ ]
H1
σ
max = 2,8
ch1
σ
=2,8.580 =1624 (MPa)

[ ]

H2
σ
max = 2,8
ch2
σ
=2,8.450=1260 (MPa)
- Với ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ ]
464(MPa)0,8.580 8,0max σ
1F1
===
ch
σ

[ ]
(MPa) 360 0,8.450 8,0max σ
2F2
===
ch
σ