Chương 5: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng: Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau: Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền b  N/mm 2 Giới hạn chảy ch  N/mm 2 Độ cứng HB Bánh ch ủ động Thép 45X Tôi cải thiện 850 650 230….280 Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…280 2. Định ứng suất cho phép: Chọn độ cứng HB cđ = 260 và HB bđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2 [1 tr 91] : [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) Z R Z V K xH K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) Y R Y V K xF K FC K FL . Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z R Z V K xH = 1 và Y R Y V K xF = 1 do đó chỉ còn : [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) K FC K FL Với σ 0 Hlim, σ 0 Flim : lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ 0 Hlim = 2HB+70= 2x260+70=590 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468.(với bánh chủ động). S H và S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được S H = 1.1 và S F = 1.75 (với bánh chủ động). K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.K FL = 1 khi đặt tải một chiều. K HL và K FL hệ số tuổi thọ được tính CT 6.3 và 6.4 [1 tr 93]: K HL = H m HEHO NN / K FL = F m FEFO NN / ở đây : m H và m F – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và u ốn trong trường hợp n ày m H = 6 và m F = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. N HO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : N HOcđ = 30 4.2 HB H = 30x260 2.4 = 18752419  18.75x10 6 N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép. N FE và N HE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : N HE = 60c   iii tnTT 3 max /  N EF = 60c   ii m i tnTT F  max / Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,n cđ = 725, n bđ = 208,9 . T i : mô men xoắn. T max = 598010,3 Nmm L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên T ổng số giờ làm việc :t =5  300  2  8 = 24000 (giờ) suy ra với bánh chủ động   iii tnTT 3 max /  = 24000x208.9x(1 3 x 36/(36+15+12) + 0.9 3 x 15(15+36+12) + 0.8 3 x 12/(36+15+12))= 4224077   ii m i tnTT F  max / =24000x208.9x(1 6 x 36/(36+15+12) + 0.9 6 x 15(15+36+12) + 0.8 6 x 12/(36+15+12))=612847. Suy ra N HEcđ = 60x 4224077.3= 253444638. N EFcđ = 60c x 612847.8= 36770866. Vì N Hecđ > N HOcđ và N EFcđ > N FOcđ nên K HLcđ =K FLcđ =1. Suy ra v ới bánh chủ động: [σ H ] cđ =590/1.1 = 536 MPa [σ F ] cđ = 468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm 2 ). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ 0 Hlim = 2HB+70= 2x250+70=570 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 250 = 450. S H = 1.1 và S F = 1.75   iii tnTT 3 max /  = 24000x72.55(1 3 x 36/(36+15+12) + 0.9 3 x 15(15+36+12) + 0.8 3 x 12/(36+15+12))=1467002.   ii m i tnTT F  max / =24000x72.55x(1 6 x 36/(36+15+12) + 0.9 6 x 15(15+36+12) + 0.8 6 x 12/(36+15+12))=212839. Suy ra N HEbđ = 60x1467002 =88020140 N EFbđ = 60x212839 = 12770355 Vì N Hebđ > N HObđ và N EFbđ > N FObđ nên K HLbđ =K FLbđ =1. Suy ra [σ H ] bđ =570/1.1x=518.2 MPa [σ F ] bđ = 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm 2 ). V ậy : [σ H ] cđ =590/1.1x=536.4 MPa. [σ F ] cđ = =468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm 2 ). [σ H ] bđ =570/1.1x=518.2 MPa [σ F ] bđ = 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm 2 ). ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95] [σ H ] max = 2.8 σ ch = 2.8x 650 = 1820 MPa [σ F ] cđmax = 0.8 σ ch = 0.8x 650 =520 MPa. [σ F ] bđmax = 0.8 σ ch = 0.8x 550 = 440 MPa. 3. khoảng cách trục: a = 195 vì cùng khoảng cách trục với cấp nhanh. 4. Xác định thông số bộ truyền Modun m= (0.01  0.02)a w = 1.95  3.9. Theo bảng 6.8 [1 tr 99] ta chọn m = 3. Số răng bánh răng nhỏ : CT 6.19 [1 tr 99] :z 1 = 2a w /[m(u+1)]= 2x195/[3x(2.88 + 1)]=33.5. Ch ọn z 1 = 33suy ra z 2 = uz 1 = 2.88x 33= 95.04Chọn z 2 = 95 T ổng số răng z t =z 1 +z 2 = 33+95= 128 Ta tính l ại khoảng cách trục :a w = mz t / 2 = 3x128/2=192. V ậy tỉ số truyền thực u = z 2 /z 1 =95/33 =2.878. Vì ta ch ọn khoảng cách trục a w = 195 nên có hệ số dịch chỉnh. 5. tìm hệ số dịch chỉnh: Tính hệ số dịch tâm y và hệ số k y : Theo công th ức 6.22 [ 1 tr 100] :y = a w / m – 0.5(z 1 +z 2 )= 195/3 – 0.5(33+95) = 1. CT 6.23 :k y = 1000y/z t = 1000x1 / 128 = 7.8125. Tra b ảng 6.10a [1 tr 101] ta được k x = 0.425 Suy ra h ệ số giảm đỉnh răng Δ y : CT 6.24 [1 tr 100]: Δ y = k x z t /1000 = 0.425x 128 / 1000 = 0.0544. T ổng hệ số dịch chỉnh x t = y + Δ y = 1 + 0.0544 = 1.0544 (CT 6.25) Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động :CT 6.26: x 1 = 0.5[x t – ( z 2 – z 1 )y/ z t ] = 0.5[1.0544 – (95 – 33) 1/ 128] = 0.285 mm x 2 = x t – x 1 = 1.0544 – 0.285  0.77. (mm) Góc ăn khớp : CT 6.27: Cos α tw = z t mcosα / (2a w ) = 128x 3 cos20 0 /(2x195) = 0.925. Suy ra α tw = 22 0 17 ’ 45.82 ” . 6/ Các thông số hình học: + Môđun pháp tuyến: M n = 3 (mm) + S ố răng: Z 1 = 33 (răng) Z 2 = 95 (răng) + Góc ăn khớp: n  =  20 + Góc nghiêng: 0    + Đường kính vòng chia: )(99 1 333 cos 1 1 mm Zm d       )(285 1 953 cos 2 2 mm Zm d       + Đường kính vòng lăn d w1 = d 1 +[2y/(z 2 + z 1 )]d 1 = 99 + [2x1 /(95+33)]99 = 100.55 mm d w2 = d 2 +[2y/(z 2 + z 1 )]d 2 = 285 + [2x1 /(95+33)]285 = 289.45 mm + Đường kính vòng chân răng: d f1 = d 1 -(2,5-2x 1 )m = 99 - (2,5- 2x0.285) x3= 93.21 (mm) d f1 = d 2 -(2,5-2x 2 )m =285 - (2,5- 2x0.77) x3=282.12 (mm) + Đường kính vòng đỉnh răng: )(38.1063)0544.0285.01(299)1(2 111 mmxmxdd ya  )(29.2953)0544.077.01(2285)1(2 222 mmxmxdd ya  + Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z 2 +z 1 ) = 0.5 x3 (95+33) = 192 mm + Kho ảng cách trục: a w = 195 mm. + Chi ều rộng bánh răng: b w = 78 mm. + Đường kính cơ sở : d b1 = d 1 cos  =99 cos 20 0 = 93.03 mm d b2 = d 2 cos  =285 cos 20 0 = 267.81 mm + Góc profin g ốc α :theo tiêu chuẩn VN 1065-71 : α = 20 0 . +góc profin răng α t = arctg (tg α/ cosβ) = arctg(tg20 0 /cos0)= 20 0 . +góc ăn khớp α tw = 22 0 17 ’ 45.82 ” . 7Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z ε   HwwH udbuKT   )/()1(2 2 11 CT 6.33 [1 tr 105. Trong đó : Z M hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được Z M = 274. Z H hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với (x 1 + x 2 )/(z 1 +z 2 )=(0.285+0.77)/(33+95)=0.008 và góc nghiêng β = 0 ta được Z H = 1.698 Z ε :hệ kể đến sự trùng khớp của răng, vì ε β = b w sin β /(m  ) Với b w chiều rộng vành răng :b w = mmxa wba 781954.0   , suy ra ε β = 0( vì β = 0 0 ). Nên Z ε = 3/)4(    (6.36a). V ới ε α = 588.1 x3xcos202 45.82”.1722sin195281.26729.29503.9338.106 cos2 sin2 0 002222 2 2 2 2 2 1 2 1        xx m adddd t twwbaba CT 6.38a [1 tr 105]. V ậy Z ε = 897.03/)588.14(  K H hệ số tải trọng khi tiếp xúc: K H = K Hβ K Hα K Hv Với K Hβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi ều rộng răng ,tra bảng 6.7, với Ψ bd = 0.53 Ψ ba (u  1) = 0.53 x0.48(2.88 + 1) = 0.987 Ψ ba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0.48 ( lấy lớn hơn 20% so với cấp nhanh) và sơ đồ 4 ta được K Hβ = 1.11 K Hα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với răng thẳng K Hα = 1. Tính v ận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng: )/(16.2 100060 9.2089914,32 100060 2 22 sm nd v         Với v = 2.16 (m/s) theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 8 K Hv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ lục [1 tr 250] với cấp chính xác 8,v= 2.16, răng thẳng v à nội suy ta được 1.088 Suy ra K H = 1.11x1x1.088= 1.21 V ậy σ H = 274x1.698x0.897x )8x100.551)/(78x2.8.21x(2.88212989,2x12 2 x =367.5 MPa  [σ H ] = 536.4 MPa. V ậy cặp bánh răng cấp chậm thỏa độ bền tiếp xúc. 8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn CT 6.43.và 6.44 [1tr108]: σ Fcđ = 2T 1 K F Y ε Y β Y F1 /(b w d w1 m)  [σ F1 ]. σ Fbđ = σ F1 Y F2 /Y F1  [ σ F2 ]. Trong đó : Y ε = 1/ ε α = 1/1.588 = 0.63 :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Y β = 1-β/140 = 1- 0/140 =1. Y F1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x 1 =0.285, x 2 = 0.77 và z v1 =z 1 =33, z v2 = z 2 = 95 và nội suy ra được Y F1 = 3.556 , Y F2 = 3.46 K F = K Fβ K Fα K Fv CT 6.45 V ới : K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1 tr 98] với sơ đồ 4 và ψ bd = 0.95 và n ội suy ta có K Fβ = 1.25. K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng K Fα = 1. K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: K Fv = 1+   FF wwF KKT db 1 1 2 CT 6.46. V ới F  = δ F g o v ua w / Trong đó δ F và g o tra bảng 6.15 và 6.16 được 0.016 và 56, v = 2.16 (m/s). Suy ra F  = 0.016x56x2.16 88.2/195 = 15.93 suy ra K Fv = 1+ 125.1212989,22 55.1007893.15 xxx xx = 1.235 Suy ra K F = 1.25x1x1.235 = 1.54375 Suy ra σ Fcđ = 2x212989.2x1.54375x0.63x1x3.556/(78x87.8x3)=71. 77 MPa  [σ Fcđ ] = 267.4 MPa. σ Fbđ = 71.77 x 3.46/3.556 =69.8  [σ Fbđ ] =257.1 MPa. V ậy cặp bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền uốn. . 6. 15 và 6.16 được 0.016 và 56 , v = 2.16 (m/s). Suy ra F  = 0.016x56x2.16 88.2/1 95 = 15. 93 suy ra K Fv = 1+ 1 25. 1212989,22 55 .1007893. 15 xxx xx = 1.2 35. F = 1.25x1x1.2 35 = 1 .54 3 75 Suy ra σ Fcđ = 2x212989.2x1 .54 375x0.63x1x3 .55 6/(78x87.8x3)=71. 77 MPa  [σ Fcđ ] = 267.4 MPa. σ Fbđ = 71.77 x 3.46/3 .55 6 =69.8