Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng – Đai Đai

Công trình được hoàn thành tại Trường Đại học Tôn Đức Thang Cán bộ hướng dẫn khoa học: Tiến sĩ Võ Hữu Hậu Đồ án thiết kế 1 được bảo vệ tại Hội đồng đánh giá Đồ án tốt nghiệp/tông hợp của

111TONG LIEN DOAN LAO DONG VIET NAM TRUONG DAI HOC TON DUC THANG KHOA DIEN - DIEN TU

TONG LIEN DOAN LAO DONG VIET NAM TRUONG DAI HOC TON DUC THANG KHOA DIEN - ĐIỆN TỬ

LÊ THANH LIÊM

THIET KE HOP GIAM TOC BANH RANG

TRU THANG - DAI - DAI

LOI CAM ON

Em xin cảm ơn thầy Võ Hữu Hậu đã hướng dẫn cũng như trợ giúp em trong suốt

quá trình thực hiện đồ án thiết kê I

TP Hồ Chí Minh, ngày 20 tháng 11 năm 2023

Tác giả

Công trình được hoàn thành tại Trường Đại học Tôn Đức Thang

Cán bộ hướng dẫn khoa học: Tiến sĩ Võ Hữu Hậu

Đồ án thiết kế 1 được bảo vệ tại Hội đồng đánh giá Đồ án tốt nghiệp/tông hợp

của Trường Đại học Tôn Đức Thắng vào ngày / /

Xác nhận của Chủ tịch Hội đồng đánh giá Đồ án tốt nghiệp/tổng hợp và Trưởng

khoa quản lý chuyên ngành sau khi nhận Đô án tôt nghiệp/tông hợp đã được sửa

chữa (nêu có)

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TAI TRUONG DAI HOC TON DUC THANG

Tôi xin cam đoan đây là công trình nghiên cứu của riêng tôi và được sự hướng dẫn khoa học của TS Võ Hữu Hậu Các nội dung nghiên cứu, kết quả trong

dé tài nay là trung thực và chưa công bố đưới bất kỳ hình thức nào trước đây

Những số liệu trong các bảng biểu phục vụ cho việc phân tích, nhận xét, đánh giá

được chính tác giả thu thập từ các nguồn khác nhau có ghi rõ trong phan tài liệu

tham khảo

Ngoài ra, trong Đồ án tốt nghiệp/ tổng hợp còn sử dụng một số nhận xét, đánh giá cũng như số liệu của các tác giả khác, cơ quan tô chức khác đều có trích

dân và chủ thích nguồn gôc

Nếu phát hiện có bắt kỳ sự gian lận nào tôi xin hoàn toàn chịu trách nhiệm về nội dung Đồ án cốt nghiệp/ tông hợp của mình Trường Đại học Tôn

Đức Thăng không liên quan đên những vi phạm tác quyên, bản quyên do tôi gây ra trong quá trình thực hiện (nêu có)

TP Hồ Chí Minh, ngày tháng năm

Tác giả (ky tên và ghi rõ họ tên)

CONG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HOC TON ĐỨC THẮNG

Tôi xin cam đoan đây là công trình nghiên cứu của riêng tôi và được sự hướng dẫn khoa học của Tiên sĩ Nguyễn Hữu Hậu Các nội dung nghiên cứu, kết

qua trong dé tài này là trung thực và chưa công bồ dưới bất kỳ hình thức nào trước

đây Những số liệu trong các bảng biêu phục vụ cho việc phân tích, nhận xét, đánh

giá được chính tác giả thu thập từ các nguồn khác nhau có ghi rõ trong phân tài liệu tham khảo

Ngoài ra, trong Đồ án tốt nghiệp/ tổng hợp còn sử dụng một số nhận xét, đánh giá cũng như sô liệu của các tác giả khác, cơ quan tổ chức khác đều có trích

(Trang nay dung đề đính kèm Nhiệm vụ Đồ án tốt nghiệp có chữ ký của Giảng viên hướng dân)

TRUONG DAI HOC TON DUC

THANG

KHOA ĐIỆN -ĐIỆN TỬ

Họ tên sinh viên: LÊ THANH LIÊM

Lớp: 21040401

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA

VIỆT NAM Độc lập — Tự do — Hạnh phúc

LICH TRINH LAM ĐỒ ÁN TÓT NGHIỆP

MSSV: 42101502 Tén dé tai: THIET KE HOP GIAM TOC BANH RANG TRU THANG -~ ĐAI-~ DAI

Tuân 2 Tìm hiểu lý thuyết về | Tìm hiểu lý thuyết thiết kế

Tuân 3 Tính toán chọn động cơ |_ Tìm hiệu về lý thuyết thiết kế

Kiêm tra giữa

kỳ Đánh giá khối lượng hoàn thành % được tiếp tục/không tiếp tục thực hiện DATN

Tuần 5 Tính toán bộ truyền Tìm hiểu lý thuyết về bộ

Tuân 6 Tìm hiểu lý thuyết bộ | Tính toán bộ truyền đai 1 và 2

truyền đai

Tuan 7 Tính toán bộ truyền đai | Tính toán bộ truyền đai 2, tìm

1 hiệu lý thuyết thiết kế trục

Tuần 8 Tính toán bộ truyền đai | Tính toán thiết kế trục, tìm

2 hiểu và tính toán các chỉ tiết

được bảo vệ/không được bảo vệ ĐATN

TOM TAT

Với lực kéo trên băng tải F„=4400 Nvà vận tốc băng tải v„=3,3m/s„ thiết hộp giảm tốc gôm 2 bộ truyền theo thứ tự gôm bánh răng trụ thắng , đai và đai

CHUONG 2 BO TRUYEN BANH RANG TRU RANG THANG CAP NHANH 12

2.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẼ TẠO BỘ BÁNH RĂNG S2 11110121 21111111111111111112 11111 11 HH hy 12 2.2 TÍNH TOÁN ỨNG SUẤT CHO PHÉP VÀ ỨNG XUẤT KHI QUÁ TẢI ++› 13

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép s- 5s cv 13

2.2.2.Ứng suất tiếp xúc quá tải và ứng suất uốn quá tải 5 St 17

2.3.TÍNH TOÁN CÁC THONG SO CO BAN CUA BỘ TRUYÊN BÁNH RĂNG 17

2.3.1 Khoảng cách trục giữa 2 bánh răng - - c1 2112321311121 1112 111111212111 11x55 17

2.3.2 Các thông số ăn khớp 5s: c1 TT HH 121 ng ngu ruu 19

2.3.3 Vài thông số cơ bản khác của cặp bánh răng cấp nhanh 5s cscccc: 22

2.4.1.Kiêm nghiệm về độ bền tiếp xúc - SỰ HH 211 re 24 2.4.2.Kiêm nghiệm về độ bền uốn 2-5 5c TS 1 22211111 112121211111 rrre 26

2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ quá tải SE n1 2t ng re 28

P Nà cào co on e 28 CHƯƠNG 3 BỘ TRUYEN BÁNH RĂNG TRỤ THẮNG CÁP CHẬM 30

3.1.CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BỘ BÁNH RĂNG S0 n1 1 121111111211 211112 10111211 He 30

3.2, TÍNH TOÁN ỨNG SUÁT CHO PHÉP VÀ ỨNG XUẤT KHI QUÁ TẢI : 31

3.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép : - s-cscccccxe 31

3.3.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYÊN BÁNH RĂNG : ò 36

3.3.2.Cac thong $6 Am KhOp ieee ccccesssesesssessesecssseesseserseessessressessresssessessresressnsaseseees 37

3.3.3 Vai thong s6 co ban khac cla cap banh rang cap nhanh : s 5s c5: 40

3.4 IKIEM NGHIEM VE DO BEN u 6 43

3.4.1 Kiểm nghiệm về độ bên tiép xUC 2.0 cccceccesssssseescesessessussesesscessessesssesueessseses 43 3.4.2 Kiểm nghiệm về bền uốn 2 + S1 SE 2 5 221111211121 111g ner re 44

3.4.3 Kiểm nghiệm răng vẻ độ quá tải ST E2 ng rre 46

3.5 TONG KET 47

CHƯƠNG 4.BỘ TUYỂN ĐAI I 5 S5 S122 1.21 221 11g run 48

4.1 CHỌN VẬT LIỆU ST n9 9S T1 TT HT v TH TT TH TH HH TK HT TH HH Hết 48

4.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ DAI Ì Q1 12 12221 31x re, 48

4.3, CAC LUC VA UNG SUAT XUAT HIEN TREN BO DAL ccccccsesseeseeseessessecsessessessereseenes 52

4.3.1 Các lực tác dụng lên b6 dat ec cceesscctsnsecsscstecseeserseseseesecsssecsesesaeeneeees 52

4.3.2 Ứng suất sinh ra trong đâi c2 E2 1112 T11 2H21 ngay 53

4.4 CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN KHÁC cọ LH HH HH1 11111111111 111v HH1 HH tà ru 54

4.4.1 Chiều rộng bánh dai ccc ccccccsscesesssscssesseesssesesseseressessressressessesssesaressesssesseees 34

4.4.2 Đường kính ngoài của bánh đai L2 2201213211 1191 11113131111 12 81112 11 11x, 54

CHUONG 5 BO TRUYEN ĐẠI 2: 0 ST HH HH H221 ga ye 55

h9: /vá 0 55

5.3 UNG SUAT VÀ LỰC CÓ TRÊN BỘ ĐAI 52 21 2122212211 1112712 1E 1021 rrryu 60

5.3.1 Các lực tác dụng lên bộ đaI c2 129219 11212211111112111 1111111118 re ưu 60

5.3.1 Ứng suất sinh ra trong đâi 5c c2 1112211 211 HH H1 ray 60

5.4 MỘT VẢI THÔNG SỐ CƠ BẢN KHÁC LH H911 111111111111 11 HH Hà Ha 61

CHƯƠNG 6.TÍNH TOÁN THIẾT KẺ TRỤC 55c 2S tt 2m certe 63

60019 .d 68 6.3 TRUC DONG CO cecccccecceeseeseseescneesessesceneecuseneesteceeeceecueseiseesneseeesaeieecisensenieeneeneeesees 72

6.4 TRỤC .L LcL HH nh nen ng kh kg kg kg chu 76

CHUONG 7 TINH THEN TRUC , CHỌN KHỚP NÓI VÀ TÍNH CHON O LAN78

DANHM UHINH VAB ANG

Figure 10-8.TRỤC 3 22 2122212221222 111072 1112222111 n1 12112121212 erreg 93 Figure 10-9 Õ LĂN TRỤC 2 2S 21 12 2112212212 1121111 1121122112212 rreg 94 Figure 10-10 LĂN RỤC DỘNG CƠ 0 220 H21 H2 1212222 2e 94 Figure 10-11 Ö LĂN TRỤC ĐỘNG CƠ 0 2c n2 2 2212112112221 12 rưeg 95 Figure 10-12.THEN BÁNH RĂNG CHỦ ĐỌNG CẤP CHẬM 2 S2 22222 1110212118121 erre 95 Figure 10-13 NÁP BÍCH TRỤC ĐỘNG CƠ 2 n2 H2 2212212211222 reg 96 Figure 10-14, NAP BICH TRUC 2-22 22 2212212111222 110212 11121112121 96 Figure 10-15 NAP BÍCH TRỤC 2 55-222 2122212112211 112 2 1122 2121121012 97 Figure 10-16 NÁP HỘP GIẢM TÓC Q0 0 ST n2 211 21212221222 rde 97 Figure 10-17 VO HOP GIAM TOC cecccceccssccsssessesssseessessucsosessissressiteversissevessissevessitteesressessesneeres 98

CHUONG 0 GI G THIEU DETAI

Đề tài đồ án :

Với vận tốc và lực băng tải đã cho trước Từ đó đựa trên lý thuyết thiết bộ giảm tốc theo yêu câu g6m 3 bộ truyền Bánh răng rang trụ thăng — Đai — Đai sao cho phù hợp với thực tê

e Tinh toan cac thanh phan dva trén ly thuyết đã tìm hiểu

® Kiém nghiém vé tinh hợp lí của từng bộ phận

® - Sau khi tính toán, thiết kế mô phỏng bộ giảm tốc qua chương trình Solidwork

CHUONG I CHỌN ĐỘNG CƠ, TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VÀ

PHAN PHOI Ti SO TRUYEN 1.1 Tinh toan so hiro c

Ta có các thông số đầu ra băng tải như sau :

F=4400N

v=4m/s

Tiến hành chọn vòng tang trên băng tải ; D=700 mm

1.1.1.Sơ lược lý thuyết

Công suất làm việc trên băng tải :

v: Vận tốc của băng tải

Hiệu suất chung của bộ giảm tốc :

Nenung= tich cdc ti s6 truyền thành phần Tốc độ quay sơ bộ ( trục tang băng tai )

v: Vận tốc của băng tải

Cong suat lam việc trên trục tang của động cơ:

Tính hiệu suất truyền chung :

Nenung= tich cdc ti s6 truyềnthành phần Dua vao BANG 3.3 (Lộc) Ta chọn các hiệu suất thành phần như sau :

Nor = 9,98

Nan 9,95

n„=0.991 Trong đó :

nụ„ : Hiệu suất bộtruyền bánh răng | cho cả hai bộ cấp nhanh và chậm]

nạ, : Hiệu suất bộ truyền đai hở |cho cả 2 bộ truyền đai 1 và đai 2]

nạ: Hiệu suất ổ lăn( có 4 ỗ lăn )

Vậy hiệu suất truyền chung là :

Netung= "or «Man - Jor = 0,98" 0,95” 0,991°=0,836

Từ Công suất làm việc và hiệu suất truyền chung, ta tính được Công suất cần thiết

đê hệ hoạt động

_ Pw _ 14,52

“ Aehung 0,836 =17,39|kW |

Tính tỉ số truyền chung và tốc độ quay cần thiết của động cơ :

Dựa vào BẢNG 3.2 (Lộc).Ta phân phối tỉ số truyền như sau :

u,=8

Hại=2 Hạz=2

Vậy tỉ số truyền chung là :

Honung = Hn’ Hai Hay =8 x2 x2=32

Từ Tốc độ quay sơ bộ trên trục tang băng tai, ta dua ra được tốc độ quay cân thiết của động cơ đáp ứng yêu câu thiết kê của bộ giảm tôc :

Dựa vào Bảng PI.3 (Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập

hai, 2006) và các dữ kiện trên, ta chọn được động cơ thõa yêu cầu bộ giảm tốc là 4A160M2Y3 với các thông sô cơ bản :

Công suất động cơ Vận tốc quay động Hiệu suất động cơ Hệ sô quả tải

Tính các tỷ số truyền thành phần :

Dựa vào công thức (Chất & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập

một, 2006) ta có hiệu suất chung :

Nac _ 2930

Hehung — Ny ~~ 90,04 =32,5425

Do hộp giảm tốc được thiết kế là hộp giảm tốc khai triển và có tỉ số truyền hộp

giảm tốc H;=8, ta tra bảng 3.1 (Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

khí - Tập một, 2006) và có được các tỷ số truyền thành phần trong hộp giảm tốc :

u,: Hiệu suất bộ truyền ngoài | gồm Hạ +» tạ]

M,: Hiệu suất bộ truyền hộp giảm tốc | gồm py, Hạ; |

Từ đó, có được tỷ số truyền đai 2 :

Heung — _ 32/5425

Hort Hor2-Har 3,3.2,42 2 Hạ;

Vậy các tỷ số truyền thành phân là :

Mort = 3,3

Hạa—32.037

Vận tôc quay trên trục 4 : nạ=—— 183.4460206 _ o0 0362 (rpm) Hao 2,037

Công suất trên các trục :

Dựa vào hệ công thức tính các công suất trên các trục, ta có :

Công suất trên trục 4 : P„= P„=14,52 |kW |

P, 14,52

Công suất trên trục 3 : P, Hạ 095.0991 [kW |

Công suất trên trục 2 : P;= _—— =16,38.kW | & MC“'2? mì ng, 0,95.0,991

Công suất trên trục l : P,= = — 87kW) & MC “lối món, 0980991

a A ^ nA P,

Công suât trên trục động cơ : P„= n =18,5 |kW |

bris'fol

Momen xoắn trên các trục :

Dựa vào công thức tính Momen xoắn trên các trục ( trang 49, Trịnh Chất, Lê Văn Quyền ) sau :

Momen xoăn trên trục động cơ :

P T„,=9,55.10%.—%=9,55, 109, 18:9 nạ 2030 — 60 98,63481 =60298,63481 | Nmm

Momen xoăn trên trục Ì :

16,87

P T,=9,55.100.—'—=9,55.10.————— t nụ 887,8787879 =181435,413 |Nmm|

Momen xoăn trên trục 2 :

Các thông số đặc tính kỹ thuật của động cơ :

Từ các dữ kiện trên, ta có được bảng các thông sô động cơ bên dưới

TRỤC

Thông số

Công suất P 18,5 16,87 16,38 15,423 14,52 (kW )

CHUGONG 2 BO TRUYEN BANH RANG TRU RANG THANG CAP NHANH

Vai thong số sơ bộ :

Banh răng Ì :

Công suất trên trục l : P,=18,5 kW]

Tỉ số truyền : tị = 3,3

Tốc độ quay trên trục L : n,=2930|rpm)

Momen xoắn trên trục 1 : T,=60298,63481¿ )

2.1.Ch nậ tội uéh ạt ob bánh răng

Do bộ truyền sử dụng động cơ có công suất không lớn ( Công suất động cơ là 18,5

kW ) Nên ta chọn cặp bánh răng với độ rắn HB < 350 Ở độ cứng này, bánh răng sẽ được toi cải thiện hoặc thường hóa, hơn nữa còn có khả năng chạy mòn

Với điều kiện về độ cứng 2 bánh răng như sau :

HB,> HB,+| 10+ 15) HB Trong đó

HB,: độ cứng bánh răng chủ động |bánh răng trục 1]

HB.: độ cứng bánhrăng bị động |bánh răng trục 2|

Dựa vào điều kiện trên, ta tra bảng 6.1 Trang 92 (Chat & Quyền, Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí - Tập một, 2006) và chọn vật liệu chế tạo bộ truyền này là thép

nhãn hiệu 40X Từ đó có được độ rắn, giới hạn chảy, giới hạn bền của từng bánh răng như sau

Banh rang 1 ( bánh răng chủ động ) :

¢ Độ rắn Brinell ; HB,=260

© - Gới hạn chảy :Z„¡=700 Mpa

¢ Gới hạn bền :Ø;,=950 MPa

Banh rang 2 ( banh răng bị động ) :

¢ 6 ran Brinell ; HB,=250

® - Gới hạn chảy :¢,,.=550 Mpa e© _ Gới hạn bền :0;;=850 MPa

2.2 Tính toán ứng suất cho phép và ứng xuất khi quá tải

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

¢ Ung suat tiếp xúc cho phép :

Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép như sau :

lơu|= 2 Zp ZK a K i,

Trong đó

S„: hệ số antoàn tiếp xúc Zau„ : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kìcơ sở Z„: hệ số khi xét đến độ nhám của mặt răng Z: hệ số khi xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng K„: hệ số khi xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K„: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnhhưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng bộ

truyền

Khi tính toán thiết kế sơ bộ, ta có thê cho ZzZ„K„=1

Dựa vào bảng 6.2 Trang 94 (Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập một, 2006), với chất liệu chế tạo bộ truyền bánh răng là thép nhãn hiệu 40X và

có được độ cứng của từng bánh răng ( đã tìm ở mục 2.1.1.1 ), ta tìm được hệ số an toàn tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở trên từng bánh răng như sau :

0= 2 HB, + 70=2.260+70=590 MPa

Ø?;„›= 2 HB,+70=2.250+70=570 Mpa

Dé xac dinh hé sé Ky, , ta c6 céng thite Ky, ="VN yo! Nye

Ma trong d6, m, là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xtc (m,=6 , do HB <

350 ), Nuo 1a s6 chu ki thay déi img suat cơ sở khi thử về tiép xtc va Naz 1a 36 chu

ki thay đôi tương đương

Với Nzo được xác định với công thức : N;o=30 HB””

Từ công thức trên, ta đã xác định được số chu kì thay đôi Ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc cho từng bánh răng

Ngo=30.HBỶ”=30 2602218752419

N go2= 30 HB3“=30 250°*= 17067789

Tiép đến, ta tính toán được N„; theo công thức :

Nu„=60.c.n.f Trong đó

c : số lần ăn khớp trong I vòng (c= L) n: tốc độ quay bánh răng ( rpm )

t : tong thoi gian hoạt động của bộ bánh răng ( giờ )

Với tông thời gian làm việc của bộ giảm tốc là 10 năm, mỗi tháng làm 28 ngày ,

mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 8 giờ, ta có được tông thời gian hoạt động :

trục hoành, tức có nghĩa là độ bền mỏi không thay đổi Vậy có thé lay Nup=Nyo=1 Khi do, xac dinh gia tri K ,=1

Từ các dữ kiện trên, thê vào công thức và tính được ứng suat tiép xuc cho phép như

lơ„;}E _ ZZ, Koy K y= 24 1.1=518,182| MPa m ;

Vì là bộ truyền bánh răng trụ thắng, do đó ta chọn ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ nhất trong 2 giá trị trên Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là :

[ơ„ |=518,182/ MPa,

Ứng suất uốn cho phép :

Ta có công thức tính ứng suất uốn cho phép như sau :

Zn„, : ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở

Yg: hệ số khi xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

Y,: hệ số khi xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K„.:hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

Kz.: hệ số ảnh hưởng đến đặt tải

K,y: hệ số tuổithọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải

Tương tự ở phần xác định ứng suất tiếp xuất cho phép,nếu tính toán thiết kế sơ bộ,

ta có thể cho Ÿ;Ÿ;K„=1

Xét bộ giảm tốc đặt tải I cùng phía, do đó : K;c=1

Tra bang 6.2 Trang 94 (Chat & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập

một, 2006),như phần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, với chất liệu chế tạo bộ truyền bánh răng là thép nhãn hiệu 40X và có độ rắn của từng bánh răng ( đã tìm ở muc 2.1.1.1 ), ta tim được hệ số an toàn tiếp xúc và ứng suất tiếp uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở trên từng bánh răng như sau :

Ø?„¡= 1,8 HB,=1,8.260=468 |Mpa]

đ?¡„z— 1,8 HB,—=1,8.250= 450 |Mpa]

S,=1,75

Đề xác định hệ số K¿; , ta có công thức :K„= "VN po! N rp

Mà trong đó, m;là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn ( m;=6 „ do HB <350 ), Nzọ

là số chu kì thay đối ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc ( N;o=4.10” với mọi loại

thép ) và N„; là số chu kì thay đối tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, do đó : N,y=N,„=N

2.2.2.Ung suat tiép xtc qua tai va (mg suat udn qua tải

¢ Ung suat tiép xuc qua tai :

Vì bánh răng được toi cải thiện nên ta xác định ứng suất tiếp xúc quá tải trên từng bắng răng theo công thức :

Ont max 298+ ¢,4= 258 700=6 1960 ( MPa )

lon, nax = 298+ G cpg = 2,8 550=é 1540 ( MPa )

¢ Ung suat uén khi qua tải :

Ta có độ rắn Brinell HB của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn 350, do đó có thế xác định

ứng suất uốn khi quá tải như sau :

li max = 998 Dp 1=0,8.700=¿560 ( MPa )

lơ; j„„=0.8.ơ„;=0,8.550=¿440 ( MPa )

2.3.Tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng

2.3.1 Khoảng cách trục giữa 2 bánh răng

Đề xác định được khoảng cách trục đ„ , ta có công thức như sau :

T,K

[Øn| UWpa

Trong đó

K,„: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại răng

T,:momen xoắn trêntrục bánhrăng chủ động |Nmm|

K„„:hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc

lơ | :ứng suất tiếp xúc cho phép ( MPa ) J;„: hệ số chiều rộng bánh răng u; tỉ số truyền trục bánh răng chủ động ( sử dụng + vì bộ truyền bánh răng ăn khớp ngoài )

Tra bảng 6.5 Trang 96 (Chất & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập

một, 2006), với việc bộ truyền bánh răng trụ thang được chế tạo từ vật liệu thép, ta

có K,=49,5 |MPa'”|

Tra bang 6.6 Trang 97 (Chat & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập

một, 2006), kết hợp với việc dùng thiết kế bánh răng không đối xứng qua trục nhằm làm gọn bộ truyền trong, chọn được hệ số J;„=0.35

Đề xác định K „ „ ta cần tìm hệ số „¿ ( hệ số tý lệ giữ chiều rộng vành răng và đường kính vòng lăn bánh chủ động ) khi đó hệ số này được xác định bằng công thức sau :

Wg = 0,53 Wyq- Ut 1]=0,53.0,35 (3,34 1)=0,79765

Cé duoc hé s6 Woa, cùng với việc độ răn Brinell của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn

350, tra bảng 6.7 Trang 98 (Chất & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí -

Tập một, 2006), so với bộ truyền cấp chậm đang thiết kế thấy được bộ truyền này ứng với vị trí số 3 trong bảng, từ đó suy ra hệ số K„; = L,07

Cùng với các giá trị đã được xác định, ứng suất tiếp xúc cho phép

|o,, |=518,182(Mpa) „ tỉ số truyền trục chủ động u = 3,3 và momen xoắn trên trục chủ động T,=60298,63481|Nmm] Thế vào công thức tính khoảng cách trục, ta có kết qua như sau :

T,K

0.2K, lust) Roe 495,43, $0298.63481 107 1962p) [on] UW a 518,182°.3,3.0,35

Vậy, ta chọn lại khoảng cách trục giữa 2 bánh rang cap nhanh theo day thir | bang

tiêu chuân Trang 99 (Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí - Tập

Xác định số răng trên bánh răng I và bánh răng 2 :

Đề xác đính được số răng trên các bánh răng , ta dựa trên công thức tính khoảng cách trục như bên dưởi :

Z¡†Z,

a 21L Z2

” 2cosB Trong đó

Z,: số răng trên bánh răng nhỏ

z;: số răng trên bánh răng lớn

B: góc nghiêng của răng ( do xét bộ truyền răng trụ thắng nên 8=0 )

Ta có tỉ số truyền có giá trị là tỉ lệ giữa sô răng trên bánh răng lớn và sô răng trên bánh răng nhỏ : u,=Z;ŸZ,, Vậy nên,Z;t¡.Z,

Thay biểu thức Z¡ và góc nghiêng răng 8=0 vào công thức tính khoảng cách trục, có

lu—6i| —|3,3243—3,3|

“uy 3,3 =0,74%<4%

Hé sé dich chinh :

Hệ số dịch chỉnh là hệ số dùng đề tính chỉnh các thông số, khoảng cách giữa 2 bánh

răng nhằm khắc phục những hiện tượng như cắt chân răng khi bánh nhỏ có số răng

nhỏ, tăng khả năng chịu mòn của răng và tăng độ bền uốn, độ bền tiếp xúc Tuy nhiên đối với bộ truyền bánh răng trụ thăng có số răng bánh chủ động lớn hơn hoặc bằng 30 thì có thê chọn việc không dùng đến hệ số dịch chỉnh Do đó, đối với

bộ truyền răng trụ thăng đang tính toán với Z¡=37 răng, ta có :

X,=0,x,=0

Xác định góc ăn khớp :

Đề xác định góc ăn khớp giữa 2 răng, ta có công thức như sau :

Z, C0SŒ C050, =——

Z,.m.cosa_ 160.2.cos20°

2a, 2160 0°

COS Oy, = Vậy góc ăn khớp œ„=20'

2.3.3 Vài thông số cơ bản khác của cặp bánh răng cấp nhanh

Dựa vào các công thức & bang 6.11 ( trang 104, Trịnh Chất, Lê Văn Quyền ), xét bộ

truyền bánh răng ăn khớp ngoài và không có hệ số dịch chỉnh, ta xác định được một vài thông số quan trọng khác của bộ bánh răng

Duong kinh day rang :

Chiều cao đỉnh răng : h„=h„;=m=2|mm)

Chiều cao đáy răng : h,,=h,;=1,25.m=2,5|mm|

Chiều cao răng : h,=h;=h,+h,=4,5 mm]

Bước răng tròn :f¡ =t;=7t.m=27

Độ dày bánh răng :b,„=d,„ J;„— 160.035—56 (mm)

Hệ số trùng khớp :

Hệ số tùng khớp ngang :

Với trường hợp x,+x;=0 như bộ truyền ta xét „ có thê dựa vào công thức gan dung 6.10 ( trang 202, Nguyễn Hữu Lộc ) dé xac dinh hé sé trùng khớp ngang như sau :

Hệ số trùng khớp dọc :

Do là bánh răng trụ thăng, do đó hệ số trùng khớp dọc £;=0

2.4 Kể m nghệ me d bon

2.4.1.Kiêm nghiệm về độ bền tiếp xúc

ơu=Z„Z„Z,2T,Ku lu+1) /(bo¿w uđ),,)< øy lò

Trong đó

Z„: hệ số kê đến cơ tính chất liệu của các bánh răng ăn khớp Dựa vào bảng 6.5

trang 96 (Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập một, 2006),

với việc 2 bánh đều làm bằng thép, có z, —274|Mpa Ì

Z„: hệ số kế đến bề mặt cua tiép xuc Tra bang 6.12 Trang 106 (Chat & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập một, 2006), với hệ số định chỉnh là 0 và góc 8=0, có Z„=1,76

Z,: hệ số kê đến sự trùng khớp của bánh răng Được các định qua công thức sau :

4—£„_ |4—1,7675 Z.=I —*“=;_——>*-=0.86265 | 3 | 3

T,: momen trén truc chi déng ( Nmm ) T,=é 60298,63481 (Nmm )

K¿„ là hệ số liên quan đến tải trọng trong vùng ăn khớp

Đề xác định được K„ Đầu tiên cần xác định vận tốc trên bánh răng chủ động như sau :

dys

Ven wil Bed — 1.742930 11.35 m/s

6.10 6.10

V6i Veq nhu trên, tra bảng 6.13 Trang 106 (Chất & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn

động cơ khí - Tập một, 2006) thì có được cấp chính xác theo vận tốc vòng là 6 Tra

bảng P2.3 Phần phụ lục Trang 250 (Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ đẫn động

2.60298,63481 1,4208.4,3243 56.3,3243.747

¿274.1,76.0,8669 { =356,4097 (Mpa)

So sánh : ø„<[ø„] ( 356,4097< 518,182 )

Vậy bộ truyền thỏa điêu kiện về ứng suât tiêp xúc

2.4.2.Kiêm nghiệm về độ bên uôn

Ø„¡=2T,K,Y,Y;Yz,/(m.b¿¿w đ„)<|ø,¿ l¿

Øp;+=Øp1Ÿ p2 Ÿ pị<Øy; |

Trong đó

T,: Momen xoắn trên trục chủ động T,=60298,63481( Nmm)

m : Momen xoăn trên trục chủ động m=2

b„: Chiều rộng răng b„=56( mm)

d„:: đường kính vòng chủ động ( Nmm ) đ„¡=74 (mm)

Y,: hệ số kê đến sự trùng khớp của bánh răng Được xác định như sau :

~ 1,7675

Y, hé số kê đến độ nghiêng bánh răng Đối với răng thắng, Y;=1

Yz,.,Y,,: hệ số dạng răng của bánh 1 vả 2 Đề xác định Y,,ta cần xác định số răng tương đương với công thức :

Có được Z,¡,Z„; „ tra bảng 6.18 Trang 109 (Chất & Quyền, Tính toán thiết kế hệ dẫn

động cơ khí - Tập một, 2006) Từ đó xác định được Ÿr¡=3.73, Y;;=3,6

Kp : hệ sô tải trọng khi tính về uôn Đề xác định K„, ta xét công thức sau :

ăn khớp khi tính về uốn Với hệ truyền động răng trụ thắng, K;„=1

K,, là hệ số liên quan đến tải trọng trong vùng ăn khớp Ta có vận tốc vòng V.g=11,35m/s và cấp chính xác là 6 Tra bảng P2.3 phần phụ lục Trang 250

(Chất & Quyên, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập một, 2006), có

Øz›=Øp¡ Y pol Y -:= 63,614 3,6/3,73 =61,39 ( Mpa)

So sanh :

Øz¡<[ø;,]( 63,61 < 267,429)

Ø;;<[ơ;;Ì (61,39 < 257,143)

Vậy bộ truyền thỏa điêu kiện về ứng suât uốn

2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ quá tai

Đường kính vòng chia : d,74|mm)

d,=246| mm, Đường kính đỉnh răng : d,,=80|mm)

Độ dày bánh răng : 56(mm)

Hệ số tùng khớp ngang : £„=1,7457

FIGURE 2-3 CAC THONG SO BO TRUYEN BANH RANG CÁP NHANH