Chương 5: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG doc

Bải giảng Chi tiết máy Chương 5 TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 1. Khái niệm chung 1.1 Nguyên lý làm việc – Phân loại – Ưu nhược điểm a. Nguyên lý làm việc _ Truyền chuyển động và công suất giữa hai trục với tỷ số truyền xác định nhờ vào sự ăn khớp của các răng trên bánh răng. _ Có thể truyền chuyển động giữa các trục song song, cắt nhau, chéo nhau hay biến đổi chuyển động quay thành tịnh tiến. b. Phân loại Tùy theo vị trí tương đối giữa các trục có các loại sau: _ Hai trục song song: truyền động bánh răng trụ (răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V), hình 5.1a, b, c. Bánh răng trụ ăn khớp trong, hình 21.2b. _ Hai trục cắt nhau (thường là vuông góc với nhau): truyền động bánh răng nón (răng thẳng, răng nghiêng, răng cong ) hình 5.1d. _ Hai trục chéo nhau: truyền động bánh răng trụ chéo hoặc bánh răng nón chéo (bánh răng hypôít), hình 5.1e, hình 5.2 a, d, e. _ Truyền động bánh răng – thanh răng: dùng để đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và ngược lại, hình 5.2c. c. Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng 1. Ưu điểm So với các truyền động cơ khí khác, truyền động bánh răng có nhiều ưu điểm nổi bật: _ Kích thước nhỏ gọn, khả năng tải lớn; _ Hiệu suất cao có thể đạt 0,97 4 0,99; _ Tuổi thọ cao, làm việc chắc chắn; _ Tỷ số truyền cố định; _ Làm việc tốt trong phạm vi công suất, tốc độ và tỷ số truyền khá rộng. 2. Nhược điểm Chương 5. Truyền động bánh răng 1 Hình 5.1 a) b) c) d) e) Bải giảng Chi tiết máy _ Đòi hỏi chế tạo có độ chính xác cao; _ Có nhiều tiếng ồn khi làm việc với vận tốc lớn; _ Chịu va đập kém; _ Sử dụng không có lợi khi khoảng cách hai trục lớn. c. Phạm vi sử dụng Truyền động bánh răng được sử dụng phổ biến trong các thiết bị và máy móc, từ đồng hồ cho đến các máy hạng nặng, có thể truyền công suất từ nhỏ đến lớn (300MW), vận tốc có thể từ thấp đến cao (200m/s). 1.2 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng trụ _ Số răng: Z 1 ; Z 2 (Z 1 ≥ 17) _ Tỉ số truyền: i = 1 2 2 2 1 1 n Z d n Z d = = _ Bước răng trên vòng chia: t (mm), hình 5.3 _ Bước răng trên vòng cơ sở: t 0 = t. cos α 0 _ Góc prôfin răng: α 0 = 20 0 (đây là thông số cơ bản về dạng răng). _ Modun ăn khớp: m = π t (là thông số cơ bản về kích thước của răng, được tiêu chuẩn hóa) Daây 1 1 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50 Daây 2 1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5.5 7 9 11 14 18 22 28 36 45 _ Đường kính vòng chia: d c = m. Z _ Đường kính vòng cơ sở: d 0 = d c . cos α 0 _ Đường kính vòng lăn: d 1 = 1 .2 ±i A ; d 2 = d 1 . i Chương 5. Truyền động bánh răng 2 a) c) b) Hình 5.2 d) e) Bải giảng Chi tiết máy _ Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều: d 1 = d c1 = m. Z 1 ; d 2 = d c2 = m. Z 2 _ Hệ số dịch dao: ξ (tra sổ tay thiết kế) _ Khoảng cách trục A: A = 2 12 dd ± _ Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều: A = ( ) 12 2 1 ZZm ± + Dấu ( + ) : ăn khớp ngoài. + Dấu ( - ) : ăn khớp trong. _ Chiều cao răng: h = 2,25m (không dịch chỉnh). _ Đường kính vòng đỉnh răng: d e = d c + 2m (không dịch chỉnh) _ Đường kính vòng chân răng: d i = d c – 2,5m (không dịch chỉnh) _ Góc ăn khớp α được xác định theo biểu thức: cos α = ( ) A mZZ .2 cos 012 α ± Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều thì α = α 0 . Chương 5. Truyền động bánh răng 3 Hình 5.3 d c1 A d 01 d e1 d i1 d 1 d 2 d i2 d e2 d 02 d c2 O 2 O 1 ω 1 ω 2 Hình 5.4 Bải giảng Chi tiết máy 1.3 Độ chính xác của bộ truyền bánh răng _ Độ chính xác ăn khớp của bộ truyền bánh răng phụ thuộc vào độ chính xác chế tạo bánh răng và các chi tiết máy đỡ chúng (vỏ hộp, ổ trục) và độ biến dạng của chúng. _ Ảnh hưởng của các sai số về chế tạo bánh răng như: + sai số về bước răng và dạng răng sẽ ảnh hưởng đến sai số động học gây tải trọng động, va đập tiếng ồn; + sai số về phương của răng gây ra sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều dài của răng. Để tránh kẹt răng khi ăn khớp phải bảo đảm khe hở cạnh răng. _ Khi chế tạo bánh răng không tránh khỏi các sai số: sai số bước răng, sai số biên dạng răng, độ không song song, độ đảo, sai số khoảng cách trục v.v… Các sai số này dẫn đến hiện tượng tăng tiếng ồn khi làm việc và gây nên các dạng hỏng của bộ truyền. Theo tiêu chuẩn có 12 cấp chính xác với độ chính xác giảm khi cấp càng tăng. Thông thường sử dụng các cấp chính xác 6, 7, 8, 9. _ Cấp chính xác 6 tương ứng với bộ truyền có vận tốc lớn; cấp chính xác 7, cấp chính xác 8 tương ứng với bộ truyền có vận tốc trung bình và cấp chính xác 9 cho bộ truyền cấp chậm. 1.4 Kết cấu bánh răng _ Trường hợp đường kính đáy răng chênh lệch ít so với đường kính d của trục thì nên chế tạo bánh răng liền trục (khoảng cách từ đáy răng đến rãnh then ≤ 2,5 modun đối với bánh trụ và ≤ 1,6 modun đối với bánh răng nón). Các trường hợp khác nên chế tạo bánh răng riêng rồi lắp lên trục. _ Bánh răng có đường kính nhỏ hơn 500mm thường chế tạo bằng phôi rèn hoặc phôi dập, trường hợp không quan trọng có thể đúc hoặc chế tạo bằng phôi cán. _ Khi bánh răng có đường kính trên 500mm thường chế tạo riêng vành răng rồi ghép vào phần moayơ. Hình 5.5 2. Tải trọng và ứng suất trong truyền động bánh răng 2.1 Tải trọng a. Tính toán tải trọng _ Công suất tính toán trong bộ truyền được xác định: N t = K. N với K : hệ số tải trọng (K > 1) N : công suất danh nghĩa. Chương 5. Truyền động bánh răng 4 Bải giảng Chi tiết máy _ Hệ số tải trọng K được xác định như sau: K = K tt . K đ ; với K tt : hệ số tập trung tải trọng K đ : hệ số tải trọng động. b. Hệ số tập trung tải trọng _ Nguyên nhân gây ra sự phân bố không đều của tải trọng là do sai số chế tạo, biến dạng đàn hồi của trục, chuyển vị đàn hồi và mòn của ổ gây ra tiếp xúc lệch của các răng khi ăn khớp, làm tải trọng phân bố không đều. _ Hệ số tập trung tải trọng: K tt = q q max với q max : tải trọng riêng cực đại; q : tải trọng riêng trung bình (giả sử tải trọng phân bố đều); _ Hệ số tập trung tải trọng phụ thuộc chủ yếu: vị trí bánh răng so với ổ, chiều rộng tương đối (ψ d 1 d b = ) của vành răng, độ cứng của trục, tổng độ cứng của đôi răng tại chỗ ăn khớp, khả năng chạy mòn của răng. _ Đối với bộ truyền không chạy mòn, có thể lấy K tt theo các trị số bảng 3-12 TKCTM. _ Đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn, nếu tải trọng không đổi lấy K tt = 1, nếu bộ truyền có khả năng chạy mòn nhưng tải trọng thay đổi được tính theo công thức gần đúng: K tt = 2 1+ ttbang K c. Hệ số tải trọng động _ Nguyên nhân gây ra tải trọng động là do các sai số chế tạo, lắp ghép cũng như biến dạng của răng khi chịu tải làm tỉ số truyền tức thời i tt = 2 1 ω ω thay đổi, mặc dù ω 1 = const hoặc ω 2 = const nhưng 0 2 ≠ dt d ω gây tải động phụ trên răng. _ Hệ số tải trọng động: K đ = P P P PP đđ += + 1 với P : lực vòng P đ : tải trọng động. _ Hệ số K đ được xác định theo bảng 3-13 TKCTM _ Khi tính toán sơ bộ có thể lấy K = 1,3 ÷ 1,5. Sau khi xác định kích thước bộ truyền có thể chọn chính xác K và nếu cần phải tính toán điều chỉnh lại kích thước. 2.2 Ứng suất _ Khi truyền mômen xoắn tại chỗ các răng tiếp xúc nhau sinh ra lực pháp tuyến P n = 01 1 2 d M Với, d 01 : đường kính vòng cơ sở bánh răng. Chương 5. Truyền động bánh răng 5 Bải giảng Chi tiết máy _ Ngoài ra vì khi ăn khớp các răng trượt lên nhau nên có lực ma sát: F ms = f. P n f : hệ số ma sát. _ Dưới tác dụng của các lực này răng chịu trạng thái ứng suất phức tạp, chủ yếu là ứng suất tiếp xúc σ tx và ứng suất uốn σ u . Đối với mỗi răng, các ứng suất này thay đổi theo chu kỳ mạch động gián đoạn _ Ứng suất thay đổi là nguyên nhân làm răng hỏng do mỏi; gãy răng do ứng suất uốn và tróc rỗ bề mặt do ứng suất tiếp xúc. Ngoài ra do ma sát nên bề mặt răng có thể bị mòn hoặc dính. 2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ] tx = [σ] N0tx . K ’ N Trong đó: [σ] N0tx : ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB hoặc độ rắn HRC (theo bảng 3-9 TKCTM ) K ’ N : hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc tính theo công thức: K ’ n = td N N 0 6 Với N 0 : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. N td : số chu kỳ tương đương. Trường hợp bánh răng chịu tải trọng không không thay đổi N td = N = 60.u.n.T Trong đó: n : số vòng quay trong một phút của bánh răng. T : tổng số giờ làm việc. u : số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. Trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi N td = 60 u 2 max m i i i M nT M    ÷   ∑ Trong đó: M i ; n i ; T i : mômen xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i; M max : mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính mômen xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn); Nếu N td ≥ N 0 thì lấy K ’ N = 1. 2.2.2. Ứng suất uốn cho phép _ Khi răng làm việc một mặt (răng chịu thay đổi ứng suất mạch động) [σ] u = ( ) Kn K Kn NK N . 6,14,1 . . '' 1 '' 0 − ÷ ≈ σσ _ Khi răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) [σ] u = '' 1 . N K Kn − σ Trong đó: Chương 5. Truyền động bánh răng 6 Bải giảng Chi tiết máy _ σ 0 ; σ -1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng, có thể tra trong sổ tay hoặc lấy gần đúng: + đối với thép σ -1 = (0,4 ÷ 0,45) σ bk ; + đối với gang σ -1 = 0,25 σ bk ; giới hạn bền kéo tra bảng 3-8 TKCTM _ n : hệ số an toàn + đối với bánh răng làm bằng thép rèn hoặc thép cán, thường hóa hoặc tôi cải thiện thì n = 1,5; tôi n = 1,8 ÷ 2 + đối với bánh răng bằng thép đúc hoặc gang: n = 1,8 (khi thường hóa hoặc tôi cải thiện). n = 2 khi không nhiệt luyện; Trường hợp răng được thấm than hoặc tôi bề mặt, lấy σ bk của lõi răng. _ K : hệ số tập trung ứng suất ở chân răng + Đối với bánh răng bằng thép: K ≈ 1,8 khi thường hóa hoặc tôi cải thiện; K ≈ 2 khi tôi thể tích; K ≈ 1,2 khi tôi bề mặt. + Đối với bánh răng bằng gang hoặc chất dẻo chọn K σ = 1 _ K ’’ N : hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tính theo công thức: K ’’ N = m Ntd N 0 với N td : chu kỳ tương đương N 0 : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N 0 = 5. 10 6 . _ Nếu tải trọng không thay đổi thì N td = 60. u. n. T _ Nếu tải trọng thay đổi, N td = 60. u. ∑         ii m i Tn M M . . max Trong đó: m : bậc đường cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6 đối với thép thường hóa hoặc tôi cải thiện; m = 9 đối với thép tôi. 3. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán bộ truyền bánh răng 1. Gãy răng Gãy răng do ứng suất uốn, có thể do quá tải hoặc mỏi. Vết gãy thường bắt đầu từ đáy răng, chỗ góc lượn, nếu bánh răng quay một chiều, vết nứt xuất hiện ở các thớ bị kéo. Ở các bánh răng nghiêng và chữ V răng thường gãy theo tiết diện xiên. Đây là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền không bôi trơn tốt. 2. Tróc vì mỏi bề mặt răng Tróc vì mỏi bề mặt răng do ứng suất tiếp xúc gây nên, đây là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền được bôi trơn tốt. Tróc thường bắt đầu ở vùng tâm ăn khớp (phía chân răng). Trong quá trình làm việc, các vết tróc phát triển và số vết tróc tăng dần, cuối cùng toàn bộ bề mặt răng phía dưới đường tâm ăn khớp bị phá hỏng. Hiện tượng tróc Chương 5. Truyền động bánh răng 7 Hình 5.7 Bải giảng Chi tiết máy nhất thời xảy ra khi độ rắn mặt răng thấp (HB < 350), khi răng có độ rắn bề mặt cao (HB > 350) thường xảy ra tróc lan rộng. 3. Mòn răng Mòn răng là dạng hỏng của bộ truyền được bôi trơn tốt, răng mòn nhiều ở đỉnh và chân răng. Mòn nhiều làm dạng răng thay đổi, tải trọng động tăng lên, tiết diện của răng bị giảm và cuối cùng làm răng bị gãy. 4. Dính răng Dính răng xảy ra nhiều nhất ở các bộ truyền chịu tải trọng lớn và có vận tốc cao, nhất là đối với cặp bánh răng làm cùng vật liệu và không tôi bề mặt răng. 5. Biến dạng dẻo bề mặt răng Biến dạng dẻo bề mặt răng do tác dụng của lực ma sát, thường xảy ra với các bộ truyền bằng thép có độ rắn thấp, chịu tải trọng lớn. 6. Bong bề mặt răng Bong bề mặt răng xảy ra khi các răng được thấm nitơ, thấm than hoặc tôi bề mặt, trong trường hợp nhiệt luyện không tốt và răng chịu tải trọng lớn. Chỉ tiêu tính toán bánh răng: hiện nay người ta thường thiết kế bộ truyền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và tính kiểm nghiệm sức bền uốn. 4. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 4.1 Lực tác dụng _ Bỏ qua tác dụng của lực ma sát F ms , trượt lực pháp tuyến P n về tâm ăn khớp và phân tích thành các thành phần: + P  lực vòng + r P  lực hướng tâm + n P  lực pháp tuyến _ Lực vòng P ngược chiều với 1 v uu , cùng chiều với 1 v uu . Chương 5. Truyền động bánh răng 8 Hình 5.6 Tróc Mòn Dính Gãy Bải giảng Chi tiết máy _ Về độ lớn: P = 2 2 1 1 .2.2 d M d M = . r P P tg α = ; cos n P P α = 4.2 Tính toán theo độ bền tiếp xúc a. Mục đích Giới hạn ứng suất tiếp xúc để tránh dạng hỏng tróc rỗ bề mặt răng. b. Điều kiện tính toán _ Tính tại tâm ăn khớp. _ Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc. c. Thiết lập công thức _ Ứng suất tiếp xúc: [ ] tx tx Eq σ ρ σ ≤= . 418,0 _ Tính tải trọng riêng q: α cos.b P b P q n == mà 2 2 .2 d M P = và 2 6 2 10.55,9 n Nk M = ; 1 2 2 ± = i iA d Thay vào ta có: ( ) α cos 1 10.55,9.2 2 6 bniA iNk q ± = _ Bán kính cong tương đương ρ: 21 111 ρρρ += với αρ sin 2 1 1 ⋅= d ; αρ sin 2 2 2 ⋅= d Lưu ý: Dấu (+) khi ăn khớp ngoài. Dấu (-) khi ăn khớp trong. Với ( ) 1 .2 1 ± = i A d ( ) 1 2 2 ± = i iA d ⇒ 2 2 )1( sin sin )1(1 ± =⇒ ± = i iA iA i α ρ αρ thế q, ρ theo các biểu thức trên vào điều kiện sức bền tiếp xúc ta có: [ ] tx tx nb NKi iA C σσ ≤ ± = 2 3 . )1( . Trong đó: ααα cos.sin 10.55,9 415,0 2sin 1800 6 EE C ≈= Chương 5. Truyền động bánh răng 9 Bải giảng Chi tiết máy (sinα.cos α = 0,5.sin2α) với 21 21 2 EE EE E + = ; E 1 ,E 2 : môđun đàn hồi của vật liệu bánh răng 1 và bánh răng 2. _ Nếu hai bánh răng bằng thép thì E = E thép = 2,15.10 5 N/mm 2 , và bánh răng không dịch chỉnh thì α = 20° ⇒ sin2α = 0,64. Từ đó suy ra công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh răng thẳng: [ ] tx tx nb Nki iA σσ ≤ ± = 2 36 . )1( . 10.05,1 _ Để thiết lập công thức thiết kế ta đặt A b A = ψ (gọi là hệ số chiều rộng bánh răng thông thường chọn A ψ = (0,15 ÷ 0,45). _ Nếu chọn A ψ lớn thì A giảm nhưng b tăng. Do đó, đối với bộ truyền A ψ lớn cần chế tạo độc chính xác cao và độ cứng của trục phải lớn mới đảm bảo tiếp xúc tốt, tập trung tải trọng ít. _ Từ định nghĩa A ψ ta suy ra: b = A ψ .A . Thế vào công thức kiểm nghiệm rồi biến đổi ta được công thức thiết kế theo độ bền tiếp xúc như sau: [ ] 3 2 2 6 . . 10.05,1 )1( n Nk i iA A tx ψσ         ±≥ trong các công thức trên các ký hiệu như sau: N (kw) – công suất n 2 (vòng/phút) – số vòng quay trong 1 phút của trục bỉ dẫn A ,b (mm) – khoảng cách trục và chiều rộng bánh răng. [σ] tx (N/mm 2 ) – ứng suất tiếp xúc cho phép. 4.3 Tính toán theo độ bền uốn a. Mục đích Giới hạn ứng suất uốn ở tiết diện nguy hiểm nhằm tránh dạng hỏng gãy răng. b. Điều kiện tính toán _ Xem răng như một dầm congxol. _ Tính sức bền khi răng ăn khớp tại đỉnh (cánh tay đòn momen uốn tại đỉnh là lớn nhất). _ Coi như chỉ có một đôi răng ăn khớp, bỏ qua tác dụng của lực ma sát đối với ứng suất uốn. _ Tiết diện nguy hiểm là chân răng (là hình chữ nhật có diện tích là: b x s)> _ Tính sức bền ở phía răng chịu kéo (vì các vết nứt mỏi uốn và hiện tượng gãy răng bắt đầu từ vị trí này) Chương 5. Truyền động bánh răng 10 [...]... răng của các bánh răng 6.5.2 Tính toán theo độ bền uốn _ Đối với bánh răng trụ răng thẳng : σ u = P m.b y _ Từ đó suy ra công thức tính ứng suất uốn bánh răng nón răng thẳng : σu = P 0,85.mtb b y tñ Z _ Hệ số dạng răng : ytđ xác định theo Z tñ = cos ϕ _ Lực vòng : P = 2.M mtb = 2.9,55.10 6.k N mtb Z n Suy ra công thức kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng nón răng thẳng: σu = Chương 5 Truyền động bánh. .. xúc dùng công thức Héc: Tính tương tự trường hợp bánh trụ răng thẳng, tính cho bánh răng tương đương , bổ sung các đặc điểm sau : Chương 5 Truyền động bánh răng 13 Bải giảng Chi tiết máy 1 2 + Bán kính cong của răng nghiêng lớn hơn so với răng thẳng gấp cos β lần ( do d tñ = d cos 2 β ) + Tải trọng riêng trung bình ở bánh răng nghiêng nhỏ hơn so với răng thẳng ε S ξ lần + Tại vị trí sức bền tiếp xúc... hợp hai bánh răng cùng vật liệu tính cho bánh nhỏ (Z1 ≤ Z2 ⇒ y1 ≤ y2 ) Trường hợp hai bánh răng khác vật liệu tính cho bánh nào có tích y.[σ]u nhỏ hơn Hợp lý nhất là chọn sao cho y1 [σ]u1 ≈ y2 [σ]u2 5 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 5.1 Các thông số hình học chủ yếu _ Bánh răng nghiêng có phương răng nằm nghiêng với đường sinh mặt trụ chia một góc β (gọi là góc nghiêng của răng) Các... Độ rắn HB ≤ 350 – bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện + Độ rắn HB ≥ 350 – bánh răng tôi thể tích, tôi cao tần, thấm cacbon, thấm nitơ _ Bánh răng có độ rắn vật liệu HB ≤ 350 có khả năng cắt gọt chính xác sau khi nhiệt luyện Bánh răng nhóm vật liệu này có khả năng chạy mòn tốt và không bị phá hủy khi chịu tải trọng động, truyền công suất nhỏ và vừa Thường dùng chế tạo bánh răng có đường kính... tải trọng trên răng và chọn sơ bộ K = 1,1 (đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) 4 Tính khoảng cách trục A sơ bộ theo trị số d 1 và tỉ số truyền i Định môđun m của bộ truyền, có thể sơ bộ chọn m = (0,01÷0,02).A và lấy theo tiêu chuẩn, đối với bộ truyền bánh răng nghiêng m là môđun pháp mn 5 Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 8°÷20°, tính số răng Z1, Z2 và tính lại góc nghiêng β theo số răng Z1, Z2 đã... ứng suất uốn bánh răng trụ răng thẳng σ u = bánh trụ răng nghiêng: Mà P= σu = P m.b y ta suy ra ứng suất uốn trong (cos 2 β ).P mn (ξ ε s )b ytd 2 M 2.9,55.106.k N 19,1.106.k.N cos β = = mn d mn Z n Z n cos β Chương 5 Truyền động bánh răng 14 Bải giảng Chi tiết máy 19,1.106.k N cos3 β ⇒ σu = 2 mn Z n.ξ ε s b ytd Thay vào ( ), ta có: ξε s (θ’’ = 1,4 ÷ 1,6) gọi là hệ số tăng sức bền uốn của răng nghiêng... bánh răng có kích thước lớn, bánh răng cấp chậm, bộ truyền hở, có nhược điểm là độ bền theo ứng suất uốn thấp _ Chất dẻo: tectoli, lignofon, poliamid dạng capron, gỗ ép tấm v.v… được sử dụng trong bộ truyền có tải trọng thấp 7.2 Ứng suất cho phép Được xác định dựa vào chế độ tải trọng, điều kiện làm việc của bộ truyền và cơ tính của vật liệu 8 Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng 1 Chọn vật liệu bánh. .. 1 Chọn vật liệu bánh răng, cách nhiệt luyện, tra cơ tính của vật liệu : giới hạn bền, giới hạn chảy, độ cứng của răng 2 Xác định ứng suất cho phép Chương 5 Truyền động bánh răng 20 Bải giảng Chi tiết máy 3 Tính sơ bộ đường kính vòng răng bánh nhỏ d 1 theo điều kiện về độ bền tiếp xúc (đối với bộ truyền kín, dạng hỏng về tróc rỗ nguy hiểm hơn cả) Cần chọn hệ số chiều rộng vành răng ψA, tra hệ số K không... phục nhược điểm trên có thể dùng bánh răng chữ V (các lực dọc trục tác dụng lên ổ cân bằng nhau) _ Đặc điểm của răng nghiêng là ăn khớp êm, tải trọng động giảm, chiều dài tiếp xúc lớn, vì các răng vào hoặc ra khớp dần dần, chiều dài tiếp xúc không thay đổi đột ngột như răng thẳng _ Trong mặt phẳng pháp tuyến, dạng răng của bánh răng nghiêng tương tự như của một bánh răng thẳng có các đặc điểm như sau:... dọc trục 6.2 Các thông số hình học chủ yếu _ φ1; φ2 – góc mặt nón lăn (trùng với mặt nón chia) của bánh dẫn và bánh bị dẫn _ Góc giữa hai trục φ = φ1 + φ2 = 900 _ Tỉ số truyền i = Z2 1 = tgφ2 = ; Z1 tgφ 1 Hình 5.11 Chương 5 Truyền động bánh răng 15 Bải giảng Chi tiết máy _ Các thông số hình học của bánh răng nón được xét ở hai tiết diện: tiết diện đáy lớn và tiết diện trung bình _ Các thông số hình học . nhau): truyền động bánh răng nón (răng thẳng, răng nghiêng, răng cong ) hình 5.1d. _ Hai trục chéo nhau: truyền động bánh răng trụ chéo hoặc bánh răng nón chéo (bánh răng hypôít), hình. truyền động bánh răng trụ (răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V), hình 5.1a, b, c. Bánh răng trụ ăn khớp trong, hình 21.2b. _ Hai trục cắt nhau (thường là vuông góc với nhau): truyền động. hợp bánh trụ răng thẳng, tính cho bánh răng tương đương , bổ sung các đặc điểm sau : Chương 5. Truyền động bánh răng 13 Bải giảng Chi tiết máy + Bán kính cong của răng nghiêng lớn hơn so với răng