Thông số và kích thước của bộ truyền

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG

3.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

3.2.8 Thông số và kích thước của bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị

Khoảng cách trục aw1 125 mm

Mondun pháp m 2 mm

Chiều rộng vành răng bw 37,5 mm

Tỉ số truyền um 4,81

Góc nghiêng của răng β 12034’41,23”

Số răng bánh răng Z Z1=21; Z2=101

Hệ số dịch chỉnh x x1= 0; x2=0

Đường kính vòng chia d1 43,03 mm

d2 206,07 mm

Đường kính đỉnh răng da1 47,03 mm

da2 210,7 mm

Đường kính đáy răng df1 38,03 mm

df2 201,97 mm

Đường kính vòng lăn 𝑑𝑤1 43,03 mm

Góc ăn khớp αw 20,45o

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG

CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT: Tổng thời gian làm việc Lh = 24000h, làm việc 2 ca, 1 ca 8h, 1 năm 300 ngày, thời gian 5 năm.

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) + Tỉ số truyền: ubr1 = u1 = 6,07

+ Số vòng quay trục: 𝑛1 = 𝑛𝐼= + Momen xoắn T: 𝑇1 = 𝑇𝐼=

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

+ Tỷ số truyền: 𝑢𝑏𝑟2 = 𝑢2 = + Số vòng quay trục: 𝑛2 = 𝑛𝐼𝐼= + Momen xoắn: 𝑇2 = 𝑇𝐼𝐼=

3.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 3.1.1 Chọn vật liệu

Dùng vật liệu nhóm I, tra bảng 6.1 [1] trang 92 chọn các số liệu sau : Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

𝜎𝑐ℎ

Độ cứng HB

Bánh nhỏ Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 241-285

Bánh lớn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 192-240

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 [1] trang 94 với Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180-350 : σHlim° =2HB+70; SH = 1,1

σFlim° =1,8HB; SF = 1,75

Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB1= 245 HB; bánh răng lớn HB2= 230 HB, ta có:

- σHlim

° =2HB+70=2.245+70=560MPa; σFlim

° =1,8HB=1,8.245=441MPa -σ°Hlim2=2HB+70=2.230+70=540MPa; σ°Flim=1,8HB=1,8.230=414MPa Theo công thức 6.5[1] trang 93, số chu kỳ thay đổi ứng suất: NHO=30H2HB,4 - NHO1=30.2452,4=1,6.107chu kì;

- NHO2=30.2302,4=1,4.107chu kì;

Theo công thức 6.7[1] trang 93, số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

NHE=60c∑(TTi

max

)

ni.ti

Trong đó:

- 𝑇𝑖 : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑛𝑖 : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑡𝑖 : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑐 : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.

=> NHE1=60.1[ (TT)3.0,7+(0,8TT)3.0,3].2907 .24000=¿; NHE1=60.1[ (TT)3.0,7+(0,8TT)3.0,3].478 .24000=¿

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NHO2 nên ta có KHL1=KHL2 =1.

Theo công thức 6.1a[1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ ta lấy Zr. Zv. KxH=1, ta có:

[σF]=σFlim° . KSFC. KFL

Với KFC=1 (Bộ truyền quay 1 chiều):

σF1=441.1

1,75=252(MPa); σF2=414.1.1

1,75 =236,6(MPa).

Ứng suất quá tải cho phép theo công thức 6.13 và 6.14 [1] trang 95 và trang 96:

[σ¿¿H1]max=2,8.σch1¿ [σ¿¿H2]max=2,8.σch2¿ [σ¿¿F1]max=0,8.σch1¿ [σ¿¿F2]max=0,8.σch2¿

3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo công thức 6.15a [1] trang 96 ta có:

aw1=Ka(u1+1).√3 [σHT]12. K.u1Hβ.ψba

Trong đó:

- Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[1] Ka=43 Mpa;

- u1: tỉ số truyền u1= 4,79;

- T1: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 18522 Nmm;

- ψba: hệ số là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. tra bảng 6.6[1] trang 97, chọn ψba=0,3 (không đối xứng).

ψbd=0,53ψba.(u2+1)

- 𝐾𝐻𝛽: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.7[1] trang 98 với 𝜓𝑏𝑑= 0,92061 sơ đồ 3 ta được 𝐾𝐻𝛽= 1,15.

- [𝜎𝐻]′ : Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻]′ = 495,5 (𝑀𝑃𝑎) aw1¿Ka(u1+1).√3 [σHT]12. K.u1Hβ.ψba

Lấy aw1=125 mm theo dãy 1[1] trang 99.

3.1.4 Xác định các thông số bộ truyền

- Xác định môdun theo công thức 6.17[1] trang 97:

m = (0,01 ÷ 0,02).aw1= (0,01 ÷ 0,02).125 = (1.25 ÷ 2.5) m.

Tra bảng 6.8[1] trang 99 ta chọn môdun ứng suất pháp m= 2.

- Số răng của bánh răng:

+ Tính số bánh răng chủ động:

Chọn sơ bộ 𝛽= 100 do đó theo công thức 6.31[1] trang 103 Z1=2aw1cosβ

m(u1+1) =¿

Tính số bánh răng bị động: Z2=u1.Z1= 4,79.21=100,59. Lấy Z2= 101 răng. Như vậy tỉ số truyền thực là:

um=Z2 Z1

- Tính lại góc nghiêng của bánh răng: cosβ=m(Z1+Z2) 2.aw1

Suy ra β= 12,5781= 12034’41,23” thỏa điều kiện β € [8;20] góc ăn khớp.

- Đường kính vòng chia:

d1=m . z1

cosβ d2=m . z2

cosβ

- Đường kính vòng đỉnh:

da1=d1+2m=43,03+2.2=47,03 mm; da2=d2+2m=206,07+2.2=210,07 mm - Đường kính vòng đáy:

df1=d1-2,5m=43,03-2,5.2=38,03 mm; df2=d2-2,5m=206,97-2,5.2= 201,97mm.

 Chiều rộng vành răng: 𝑏𝑤 = 𝜓𝑏𝑎𝑎𝑤 = 0,3.125 = 37,5 mm.

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] trang 105 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH=ZM. ZH. Zε.√2.T0,85.1. kHd.m12√u. bu2+1<[σ¿¿H]¿

Trong đó:

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Theo bảng 6.5[1] trang 96, Z

M=274(MPa)

1 3

𝑍𝐻: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo công thức 6.34[1] trang 105):

ZH=√sin2 cos(2aβtwb)

- Với:

at=atw=arctan(costanαβ)=arctan(tan❑❑)=¿¿(𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp) 𝛽𝑏 : Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

βb=arctan(cosαttanβ)=¿¿

=> ZH=√sin2cos(2aβtwb)

Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- Hệ số trùng khớp dọc (theo công thức 6.37[1] trang 105) εβ=bwsinβ

πm

- Hệ số trùng khớp ngang (theo công thức 6.38[1] trang 105)

❑α=[1,88−3,2( 1 Z1+ 1

Z2)].cosβ=[1,88−3,2(121+1101)].cos(11,81)=1,66 Vì b nên ta áp dụng công thức 6.36c [1] trang 105:

Zε=√ε1α

- Đường kính vòng lăn: dw1= 2w1 um+1

- KH: hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc: 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻v Với:

+ KH= 1,15 đã làm ở 1.3

+ KH: hệ số phân bố không đều tải trọng.

Tính vận tốc vòng của báng chủ động theo công thức 6.40[1] trang 106:

v=π . dw1. n1 60000

Theo bảng 6.13[1] trang 106 ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 8.

Tra bảng 6.14[1] trang 107, KH=1,09

+ KH: hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp. Theo công thức 6.41[1] trang 107 Ta có:

KHv=1+ vH. bw. dw1 2.T1. KHα. KHβ

Với: vH=δH. g0. v√auwm1 (δH=0,002 ; g0 = 56 lần lượt tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107).

=> 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻v

Vậy σH=ZM. ZH. Zε.√2.0T,185.d. kH.m12√u. bu2+1

* Ứng suất tiếp xúc cho phép chính xác: [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]′. 𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻. Theo 6.1[1] ta có:

- Với v = 6,58 m/s ≥ 5m/s, 𝑍𝑣 = 0,8𝑣0,1 = 0,85. 6,580,1 = 1,03;

- Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7. Khi đó cần gia công đạt độ nhẵn Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚, do đó ZR = 0,95;

- Với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a [1] lần lượt trang 91 và 93:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]′. 𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻= 495,5.1,03.0,95.1 = 484,85(𝑀𝑃𝑎) Như vậy, 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] (357,2 < 459,33) thỏa yêu cầu bài toán.

3.1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] trang 108:

σF1=2T1YF1KFYεYβ

bwdw1m <[σF1]; σF2=σF1.YYF2

<[σF2]

Theo bảng 6.7[1] trang 98 chọn 𝐾𝐹𝛽= 1,32; Theo 6.14[1] tr107 với v=6,58 m/s < 10 m/s và cấp chính xác là 8, 𝐾𝐹𝛼= 1,37 ; Theo công thức 6.47[1] trang 109:

vH=δH. g0. v√auwm1

Trong đó theo bảng 6.15[1] trang 107 𝛿𝐹 = 0,006, bảng 6.16[1] g0 = 73 trang 107, do đó dựa vào công thức 6.46[1] trang 109:

KHv=1+ vH. bw. dw1 2.T1. KHα. KHβ

=> 𝐾𝐹= 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣= 1,32.1,37.1,354 = 2,45 Với εα = 1,66, Yε=ε1

=0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với 𝛽 = 12,5781, Yβ=1− β °

140=0,91 : hệ số kể đến độ nghiêng răng Số răng tương đương:

zv1= Z1

cos3β=… …

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0;

Theo bảng 6.18[1] trang 109 ta được: 𝑌𝐹1 = 4,00; 𝑌𝐹2 = 3,60 ;

Với m = 2 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR=1 (bánh răng phay).

KxF = 1 (da < 400 mm), do đó theo công thức 6.2[1] trang 91 và 6.2a [1] trang 93:

- [𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1]. 𝑌𝑅. 𝑌𝑠. 𝐾𝑥𝐹 = 252.1.1,032.1 = 259,56 𝑀𝑃𝑎; - [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2]. 𝑌𝑅. 𝑌𝑠. 𝐾𝑥𝐹 = 236,6 .1.1,032.1 = 244,2 𝑀𝑃𝑎. Thay các giá trị vừa tính vào công thức trên:

- σF1=2T1YF1KFYεYβ bwdw1m

- σF2=σF1.YF2 YF1 Ta có:

- 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1] (61,42 𝑀𝑃𝑎 < 259,56 𝑀𝑃𝑎);

- 𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2] (55,278 𝑀𝑃𝑎 < 244,2 𝑀𝑃𝑎).

=> Thỏa yêu cầu về độ bền uốn.

3.1.7 Kiểm nghiệm độ quá tải Hệ số quá tải động cơ: Kqt=Tmax

Tmin=1

* Áp dụng công thức 6.48[1] trang 110 ứng suất tiếp quá tải

σH1max=σH.√Kqt=… … … … .≤[σH1]max=…

* Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1], ta có:

- 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1. 𝐾𝑞𝑡 = 61,42.1 = 61,42 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎; - 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2. 𝐾𝑞𝑡 = 55,278.1 = 55,27 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 360𝑀𝑃𝑎.

=> Thỏa yêu cầu về độ quá tải

3.1.8 Thông số và kích thước của bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị

Khoảng cách trục aw1 125 mm

Mondun pháp m 2 mm

Chiều rộng vành răng bw 37,5 mm

Tỉ số truyền um 4,81

Góc nghiêng của răng β 12034’41,23”

Số răng bánh răng Z Z1=21; Z2=101

Hệ số dịch chỉnh x x1= 0; x2=0

Đường kính vòng chia d1 43,03 mm

d2 206,07 mm

Đường kính đỉnh răng da1 47,03 mm

da2 210,7 mm

Đường kính đáy răng df1 38,03 mm

df2 201,97 mm

Đường kính vòng lăn 𝑑𝑤1 43,03 mm

Góc profin răng, Góc ăn khớp αtw = αw 20,45o

3.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 3.2.1 Chọn vật liệu

Dùng vật liệu nhóm I, tra bảng 6.1 [1] trang 92 chọn các số liệu sau : Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

𝜎𝑐ℎ

Độ cứng HB

Bánh nhỏ Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 241-285

Bánh lớn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 192-240

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 [1] trang 94 với Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180-350 : σHlim° =2HB+70; SH = 1,1

σFlim° =1,8HB; SF = 1,75

Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB1= 245 HB; bánh răng lớn HB2= 230 HB, ta có:

- σHlim

° =2HB+70=2.245+70=560MPa; σFlim

- NHO2=30.2302,4=1,4.107chu kì;

Theo công thức 6.7[1] trang 93, số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

NHE=60c∑(TTi

max

)

ni.ti

Trong đó:

- 𝑇𝑖 : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑛𝑖 : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑡𝑖 : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑐 : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.

=> NHE1=60.1[ (TT)3.0,7+(0,8TT)3.0,3].2907 .24000=¿; NHE1=60.1[ (TT)3.0,7+(0,8TT)3.0,3].478 .24000=¿

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NHO2 nên ta có KHL1=KHL2 =1.

Theo công thức 6.1a[1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ ta lấy Zr. Zv. KxH=1, ta có:

[σF]=σFlim

° . KFC. KFL SF Với KFC=1 (Bộ truyền quay 1 chiều):

σF1=441.1

1,75=252(MPa); σF2=414.1.1

1,75 =236,6(MPa).

Ứng suất quá tải cho phép theo công thức 6.13 và 6.14 [1] trang 95 và trang 96:

[σ¿¿H1]max=2,8.σch1¿ [σ¿¿H2]max=2,8.σch2¿ [σ¿¿F1]max=0,8.σch1¿ [σ¿¿F2]max=0,8.σch2¿

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo công thức 6.15a [1] trang 96 ta có:

aw1=Ka(u1+1).√3 [σHT]12. K.u1Hβ.ψba

Trong đó:

- Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[1] Ka=49,5 Mpa;

- u1: tỉ số truyền u1= 2,92;

- T1: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 86075 Nmm;

- ψba: hệ số là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. tra bảng 6.6[1] trang 97, chọn ψba=0,3 (không đối xứng).

ψbd=0,53ψba.(u2+1)=? ? ? ? ?

- [𝜎𝐻]′ : Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻]′ = 495,5 (𝑀𝑃𝑎)

aw1¿Ka(u1+1).√3 [σHT]12. K.u1Hβ.ψba=? ? ? ? ? ?

Lấy aw1=125 mm theo dãy 1[1] trang 99.

3.2.4 Xác định các thông số bộ truyền

- Xác định môdun theo công thức 6.17[1] trang 97:

m = (0,01 ÷ 0,02).aw1= (0,01 ÷ 0,02).125 = (1.25 ÷ 2,94) m.

Tra bảng 6.8[1] trang 99 ta chọn môdun ứng suất pháp m= 2.

- Số răng của bánh răng:

+ Tính số bánh răng chủ động:

Chọn sơ bộ 𝛽= 00 do đó theo công thức 6.31[1] trang 103 Z1= 2aw2

m(u1+1)=¿

Tính số bánh răng bị động: Z2=u1.Z1= 4,79.21=100,59  Lấy Z2= 101 răng. Như vậy tỉ số truyền thực là:

um=Z2 Z1 - Tính lại khoảng cách trục:

aw2=m(Z1+Z2)

2 =147,5

Lấy aw2=150 do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 147,5 mm lên 150 mm.

- Tính hệ số dịch chỉnh bánh răng:

Hệ số dịch tâm y và hệ số ky theo công thức 6.22 và 6.23 [1] trang 100:

- y=aw2

m +0,5(z1+z2) - ky=1000z y

1+z2

Theo bảng 6.10a [1] trang 101, tra được kx=0,032. Do đó tính được hệ số giảm đỉnh răng

∆𝑦 theo công thức 6.24 [1] trang 100:

∆ y=kx(z1+z2) 1000

Tổng hệ số dịch chỉnh: 𝑥𝑡= 𝑦 + ∆𝑦 = 1 + 0,067 = 1,067

=> Hệ số dịch chỉnh trên các bánh răng:

x1=0,5¿ x2=xt−x1

- Đường kính vòng chia:

d1=m . z1

cosβ d2=m . z2

cosβ - Đường kính vòng đỉnh:

𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2(1 + 𝑥1 − ∆𝑦)m 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2(1 + 𝑥2 − ∆𝑦)m - Đường kính vòng đáy:

𝑑𝑓1 = 𝑑1 + (2,5 − 2𝑥1)m = 75 − (2,5 − 2.0,29)2,5 = 70,2 mm;

d𝑓2 = 𝑑2 + (2,5 − 2𝑥2)m = 220 − (2,5 − 2.0,777)2,5 = 217,635 mm;

- Chiều rộng vành răng: 𝑏𝑤 = 𝜓𝑏𝑎𝑎𝑤 = 0,3.125 = 37,5 mm.

- Góc ăn khớp: cosαtw=(z1+z2)mcosα

2atw =0.942

Do đó, 𝛼𝑡𝑤= 22,48° ℎ𝑎𝑦 22°28′38,28′′.

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] trang 105 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH=ZM. ZH. Zε.√2.T0,85.1. kHd.m12√u. bu2+1<[σ¿¿H]¿

Trong đó:

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Theo bảng 6.5[1] trang 96, Z

M=274(MPa)

1 3

𝑍𝐻: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo công thức 6.34[1] trang 105):

ZH=√sin2 cos(2aβtwb)

Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- Hệ số trùng khớp dọc (theo công thức 6.37[1] trang 105) εβ=bwsinβ

πm

- Hệ số trùng khớp ngang (theo công thức 6.38[1] trang 105)

❑α=[1,88−3,2( 1 Z1+ 1

Z2)].cosβ=[1,88−3,2(121+1101)].cos(11,81)=1,66 Vì b nên ta áp dụng công thức 6.36c [1] trang 105:

Zε=√ε1α

- Đường kính vòng lăn: dw1=2aw2 um+1

- KH: hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc: 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻v

Với:

+ KH= 1,15 đã làm ở 2.3

+ KH: hệ số phân bố không đều tải trọng. Bánh răng trụ thẳng KH=1

+ KH: hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp. Theo công thức 6.41[1] trang 107 Ta có:

KHv=1+ vH. bw. dw2 2.T1. KHα. KHβ Với: vH=δH. g0. v√auwm2

(Tính vận tốc vòng của báng chủ động theo công thức 6.40[1] trang 106:

v=π . dw2. n2 60000

Theo bảng 6.13[1] trang 106 ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 8. H=0,006; g0=56 lần lượt tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107)\

=> 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻v

Vậy σH=ZM. ZH. Zε.√2.0T,185.d. kH.m12√u. bu2+1

* Ứng suất tiếp xúc cho phép chính xác: [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]′. 𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻. Theo 6.1[1] ta có:

- Với v = 6,58 m/s ≥ 5m/s, 𝑍𝑣 = 0,8𝑣0,1 = 0,85. 6,580,1 = 1,03;

- Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7. Khi đó cần gia công đạt độ nhẵn Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚, do đó ZR = 0,95;

- Với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a [1] lần lượt trang 91 và 93:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]′. 𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻= 495,5.1,03.0,95.1 = 484,85(𝑀𝑃𝑎) Như vậy, 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] (357,2 < 459,33) thỏa yêu cầu bài toán.

3.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] trang 108:

σF1=2T2YF1KFYεYβ

bwdw3m <[σF1]; σF2=σF1.YYF2

<[σF2]

Theo bảng 6.7[1] trang 98 chọn 𝐾𝐹𝛽= 1,32; Theo 6.14[1] tr107 với v=6,58 m/s < 10 m/s và cấp chính xác là 8, 𝐾𝐹𝛼= 1,37 ; Theo công thức 6.47[1] trang 109:

vH=δH. g0. v√auwm1

Trong đó theo bảng 6.15[1] trang 107 𝛿𝐹 = 0,006, bảng 6.16[1] g0 = 73 trang 107, do đó dựa vào công thức 6.46[1] trang 109:

KFv=1+ vF. bw. dw2 2.T2. KFα. KFβ

=> 𝐾𝐹= 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣= 1,32.1,37.1,354 = 2,45 Với εα = 1,66, Yε=1

εα=0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với 𝛽 = 12,5781, Yβ=1− β °

140=0,91 : hệ số kể đến độ nghiêng răng

Số răng tương đương:

zv3= Z3

cos3β=… … zv4= Z4

cos3β=… …

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0;

Theo bảng 6.18[1] trang 109 ta được: 𝑌𝐹1 = 4,00; 𝑌𝐹2 = 3,60 ;

Với m = 2 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR=1 (bánh răng phay).

KxF = 1 (da < 400 mm), do đó theo công thức 6.2[1] trang 91 và 6.2a [1] trang 93:

- σF1=2T2YF1KFYεYβ bwdw2m

- σF2=σF1.YF2 YF1 Ta có:

- 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1] (61,42 𝑀𝑃𝑎 < 259,56 𝑀𝑃𝑎);

- 𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2] (55,278 𝑀𝑃𝑎 < 244,2 𝑀𝑃𝑎).

=> Thỏa yêu cầu về độ bền uốn.

3.2.7 Kiểm nghiệm độ quá tải Hệ số quá tải động cơ: Kqt=Tmax

Tmin=1

* Áp dụng công thức 6.48[1] trang 110 ứng suất tiếp quá tải

σH1max=σH.√Kqt=… … … … .≤[σH1]max=…

* Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1], ta có:

=> Thỏa yêu cầu về độ quá tải

3.2.8 Thông số và kích thước của bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị

Khoảng cách trục aw1 125 mm

Mondun pháp m 2 mm

Chiều rộng vành răng bw 37,5 mm

Tỉ số truyền um 4,81

Góc nghiêng của răng β 12034’41,23”

Số răng bánh răng Z Z1=21; Z2=101

Hệ số dịch chỉnh x x1= 0; x2=0

Đường kính vòng chia d1 43,03 mm

d2 206,07 mm

Đường kính đỉnh răng da1 47,03 mm

da2 210,7 mm

Đường kính đáy răng df1 38,03 mm

df2 201,97 mm

Đường kính vòng lăn 𝑑𝑤1 43,03 mm

Góc ăn khớp αw 20,45o

Chương III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT:

Tổng thời gian làm việc 𝐿ℎ = 24000 , làm việc 2 ca, 1 ca 8h, 1 năm 300 ngày, thờiℎ gian 5 năm.

− Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

• Tỉ số truyền: 𝑢𝑏𝑟1 = 𝑢1 = 4,79

• Số vòng quay trục: 𝑛1 = 𝑛𝐼 = 2922 (vòng/phút)

• Momen xoắn T: 𝑇1 = 𝑇𝐼 = 18522 mm

− Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

• Tỷ số truyền: 𝑢𝑏𝑟2 = 𝑢2 = 2,92

• Số vòng quay trục: 𝑛2 = 𝑛𝐼𝐼 = 610 (vòng/phút)

• Momen xoắn: 𝑇2 = 𝑇𝐼𝐼 = 86075 Nmm