LỜI NÓI ĐẦU HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP BÁNH RĂNG NGHIÊN đường kính trục dẫn 18 đại học bách khoa

Khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã nhanh chóng làm thay đổi bộ mặt thế giới. Ngành công nghiệp thế giới nói chung và ngành công nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh chóng, tạo ra các sản phẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước  trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra mục tiêu đến năm 2020 nước ta cơ bản trở thành một nước công nghiệp phát triển, trở thành một nền kinh tế vững mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trong các diễn đàn kinh tế thế giới.

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất .

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp Thái Nguyên luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới .

Qua đồ án Chi tiết máy chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp chúng em  hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng  em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ thuật Cơ khí  và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn .

 Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ thuật Cơ khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Quang Hưng.

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1Chọn kiểu loại động cơ điện:

Trong thực tế có nhiều loại động cơ khác nhau, mỗi loại động cơ đều có ưu nhược điểm riêng. Cho nên khi chọn động cơ ta cần chọn loại động cơ tối ưu và phù hợp nhất.

• Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khó kiếm.
• Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha và động cơ xoay chiều ba pha .

Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và thường dùng trong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít được dùng trong công nghiệp.

Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ.

Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được, nó có ưu điểm là hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại có nhược điểm là thiết bị phức tạp và khá đắt tiền

Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp.Giá thành rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ.

     Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng xóc vì loại động cơ này có ưu điểm như sau:

• Kêt cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
• Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện.
• Có giá thành rẻ.

      Nhưng nhược điểm của nó là:

• Công xuất và hiệu xuất động cơ thấp ( so với động cơ 3 pha đồng bộ )
• Không điều chỉnh được vận tốc

Nhưng nhờ có những ưu điểm cơ bản nên ta chọn động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc ( ngắn mạch ). Nó phù hợp để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải…

 

 

1.1.2 Chọn công suất động cơ:

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:

Trong đó:   là công suất định mức của động cơ.

              là công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Vì tải trọng không đổi nên:  

: công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ: 

: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công thức:

             

Trong đó:  – là lực vòng trên trục công tác.  =3300(N)

                 V – Vận tốc vòng của xích tải. V=1,2 ( m/s)

    Thay vào công thức ta được

            

     – hiệu suất truyền động.

          

Tra bảng 2.3[1]  ta có:

       –Trị số hiệu suất của bộ truyền xích.  

      – Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

       –Trị số hiệu suất nối trục di động.

      – Trị số hiệu suất của một cặp ổ lăn.

     Hiệu suất chung của toàn hệ thống:

     Thay các giá trị vào công thức ta có

          = 1.0,99⁴.0,96².0,9= 0,8

     Công suất trên trục động cơ là:   (kW)   

     Với:   : – Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.                                                                                                                

                : – Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

                           ==  (kW)                                                                                                                                                                                                                                          

1.1.3 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:

     –  Số vòng quay trên trục công tác được xác định theo công thức:

                

Trong đó:

n_ct: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).

V: Vận tốc vòng xích tải. V= 1.2 (m/s ).

          Z: Số răng đĩa xích tải. Z = 16 răng.

          t: Bước xích tải  t = 50 (mm).

     Thay vào công thức ta có

          = 90(vòng/ phút)

 

      –  Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ.

     Có n_đc = n_ct .(U_h.U_x).        Đặt = U_h.U_x.

     Theo bảng 2.4[1] với bộ giảm tốc 2 cấp có :

        8U_h40 và  1,5U_x5

ð12 200

ð12.n_ct n_đc 200.n_ct

ð12.90 n_đc 200.90

ð1080 n_đc 18000    (vòng/phút).

     Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là n_đb =1450(v/p)

     Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u_sb:

        

Tra bảng 2.4 [1]. Ta thấy u_sb nằm trong khoảng u nên dùng nên n_đb =1500 (v/p).

1.1.4. Chọn động cơ thực tế:

          Theo bảng P1.3[1] chọn động cơ là  4A112M4Y3.                                  

Kiểu động cơ	Công suất ( kW )	Vận tốc quay ( v/p )	cos
4A112M4Y3	5,5	1425	0,85	2,0	2,2	85,5

 

1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

1.1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

          Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.

         Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn công thức sau:

                                                                                                        

Trong đó:   

: – Công suất mở máy của động cơ (kW).

                       (kW)             

     Với: T_k: – Momen khởi động của động cơ.

          :  – Momen danh nghĩa của động cơ.

          : – Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW).

                       (kW)                          

Ta thấy  nên công suất động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.

1.1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:

Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.

Vậy động cơ 4A112M4Y3 thỏa mãn điều kiện làm việc đã đặt ra.

1.2.  PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYÊN:

     –Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u_å) xác định theo:

                    

Trong đó:     n_đc: – Số vòng quay của động cơ đã chọn. n_đc = 1425 (vòng/phút).

                    n_ct: – Số vòng quay của trục công tác. n_ct =90 (vòng/phút).

   Thay vào công thức ta được:

                      =

1.2.1: Xác định tỷ số truyền của bộ truyền xích

– Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp thì:

= =1,54

 

Vậy:    

1.2.2: Phân phối tỷ số truyền cho cặp bánh răng trong HGT

Ta có:    

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển thì:

Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên các hàm đơn mục tiêu sau: khối lượng các bộ truyền, momen quán tính thu gọn và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất; khi này tỉ số truyền các cấp được tính theo công thức:

u₁ = 0,825. =0,825. =3,9

=>   

1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC:

     Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số " dc" ký hiệu trục động cơ, các chỉ số “I”, “II”, “III”, “ IV’’lần lượt là ký hiệu của các trục I, II, III và IV .

1.3.1. Tính số vòng quay của các trục:

– Trục động cơ : n_đc = 1425 (vòng/phút)

– Tốc độ quay của trục I:

    n_I ==  =1425 (vòng/phút)

– Tốc độ quay của trục II:

n_II == = 365,38 (vòng/phút)

– Tốc độ quay của trục III:

n_III =  =  = 138,4 (vòng/phút)

– Tốc độ quay của trục IV:

    (vòng/phút)

1. 3.2. Tính công suất trên các trục:

Với sơ đồ tải trọng không đổi ta có:

     – Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

           = 4,95    (kW)

Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III, IV xác định theo các công thức sau:

– Công suất danh nghĩa trên trục I:

                             (kW)

– Công suất danh nghĩa trên trục II:

                             (kW)

– Công suất danh nghĩa trên trục III:

                   (kW)

– Công suất danh nghĩa trên trục IV:

 (kW)

1. 3.3 Tính mô men xoắn trên các trục:

Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

       T_đc= .= 9,55.. = 33173,68  (N.mm)

         Mô men xoắn trên trục I:

 = 32838,6   (N.mm)

Mô men xoắn trên trục II:

=.= .= 121799,22  (N.mm)

Mô men xoắn trên trục III:

  = 305682,8(N.mm)    

      Mô men xoắn trên trục IV:

     (N.mm)

 

1. 3.4. Bảng kết quả:

     Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta lập bảng thống kê các kết quả đã tính toán như trong bảng sau đây.

Bảng1.1.  Các kết quả tính toán động lực học các trục

 

 

Trục Thông số	Động cơ		I		II		III		IV
Công suất P (kW)	4,95		4,9		4,66		4,43		3,95
Tỉ số truyền u		1		3,9		2,64		1,54
Số vòng quay n (v/ph)	1425		1425		365,38		138,4		90
Mômen xoắn T (N.mm)	33173,68		32828,6		121799,22		305682,8		419138,9

 

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

         Do bộ truyền của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và được bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền thường gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp, làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều. Vì vậy ta phải chọn vật liệu bánh răng để xác định giá trị ứng xuất giới hạn [s_H] cho phép.

2.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

2.1.1. Chọn vật liệu

        Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế cho vận tốc trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hóa hoặc tôi cải thiện.

Tra bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:

Loại bánh răng	Nhiệt luyện	Độ rắn	Giới hạn bền  (Mpa)	Giới hạn chảy  (Mpa)
Bánh nhỏ	Thép 45–tôi cải thiện	192÷240 HB	750	450
Bánh lớn	Thép 45–tôi cải thiện	192÷240 HB	750	450

 

+ Chọn độ cứng 

+ Chọn giới hạn bền  

+ Chọn giới hạn chảy  

2.1.2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất cho phép là nói đến giới hạn cho phép mà khi bánh răng làm việc ứng suất do bánh răng làm việc sinh ra không được vượt quá ứng suất cho phép của vật liệu.

2.1.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

          Ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] và ứng suất uốn cho phép [s_F] được xác định theo công thức:

Trong đó: Z_R – Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt làm việc.

                  Z_V  – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

                 K_XH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

 

Chọn sơ bộ thường lấy: .

 

Khi đó ta tính theo công thức sau:

     

Trong đó: – là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

 S_H – là hệ số an toàn.            

Tra bảng 6.2[1] ta được:

   S_H = 1,1 ;  

Þ Ta xác định được:    

K_HL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng trong bộ truyền.

             

Trong đó:  + m_H là  bậc của đường cong mỏi. m_H = 6 khi HB ≤350

        + N_HO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

                     

H_HB là độ cứng Brinen. 

Suy ra:                

                            

+ N_HE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh (tải trọng không đổi) nên tính theo công thức:                  N_HE = 60.c.n.t_S

Với:   c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1.

          n : Số vòng quay trong một phút: n₁ = 1425 (v/p) ; n₂ =365,38 (v/p)

          t_S : Tổng số giờ làm việc của bánh răng.

          (giờ)

ÞN_HE1 = 60.1.1425.14600 = 124,83.10

     N_HE2 = 60.1.365,38. 14600 = 320,07.10 

 Ta thấy:     N_HE1 > N_HO1 => N_HE1 = N_HO1    Þ   K_HL1 = 1

         N_HE2 > N_HO2  => N_HE2 = N_HO2    Þ   K_HL2 = 1

Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng.

          – Chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] lấy bằng giá trị trung bình của [s_H1] và [s_H2]  nhưng không vượt quá 1,25[s_H]_min tức là:

Nghĩa là ở đây ta lấy:

           (MPa)

Với:    (MPa)

  Vậy ứng suất tiếp xúc [s_H] =  (MPa)

Ứng xuất tiếp xúc cho phép khi quá tải.

[s_H]_max = 2,8.s_ch = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

2.1.2.2. Xác định ứng suất uốn cho phép:

  Ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

           

Trong đó:

Y_R – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

Y_S  – Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

 K_XF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

– Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

 – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng trong bộ truyền.

       Chọn sơ bộ

 Khi đó ta tính theo công thức sau:

Tra bảng 6.2[1] ta được: S_F = 1,75;    = 1,8.HB

Þ Ta xác định được:        (Mpa)

                                          (Mpa)

                                      

+  m_F là  bậc của đường cong mỏi. m_F = 6 khi HB ≤ 350

+ N_FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

          ( đối với tất cả các loại thép)

N_HE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh (tải trọng không đổi) nên tính theo công thức:                      N_FE = 60.C.n.t_S

Với:   c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1.

          n : Số vòng quay trong một phút:

                     n₁ = 1425 (v/p) ; n₂ = 365,38 (v/p)

           t_S : Tổng số giờ làm việc của bánh răng.

           (giờ)

ÞN_FE1 = N_HE1 = 60.1.1425.14600 = 124,83. 

     N_FE2 = N_HE2 = 60.1.365,38. 14600 = 320,07.10⁶

Ta thấy:     N_FE1 > N_FO1 Þ N_FE1 = N_FO1  Þ    K_FL1 = 1

                  N_FE2 > N_FO2  Þ N_FE2 = N_FO2  Þ    K_FL2 = 1

     Thay số vào ta được ứng suất cho phép của bánh răng.

K_FC = 1 ( tính chất tải không đổi, quay một chiều )

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.

[s_F]_max = 0,8.s_ch = 0,8.450 = 360 (Mpa)

2.1.3. Xác định, kiểm nghiệm các thông số cơ bản của bộ truyền

2.1.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

      Khoảng cách các trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức 6.15a [1]:                                                     

       Trong đó:

 K_a : hệ số phụ thuộc vào cặp vật liệu của bánh răng.

Tra bảng 6.5 [1] ta được  K_a = 43 (MPa^1/3).

T₁: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động.   

                    T₁= 32838,6 (N.mm).                                                      

U₁ : tỷ số truyền của bộ truyền; u₁  = 3,9

[s_H]: ứng suất tiếp xúc cho phép; [s_H] =  (MPa).

Chọn y_ba1 = 0,3 là hệ số chiều rộng vành răng.

      y_bd = 0,5.y_ba1.(u₁ +1) = 0,5.0,3( 3,9+1) = 0,735

     Với y_bd = 0,735. Tra bảng 6.7[1], dùng phương pháp nội suy ta tìm được

          K_Hβ= 1,1

Thay vào công thức a_w ta có:

                  (mm)

 

          Sơ bộ chọn  a_w1 =109  (mm)

 

2.1.3.2. Xác định thông số ăn khớp:

 

* Xác định Môđun m.

       Theo công thức 6.17 [1] ta có:

                   m₁=(0,01÷ 0,02).a_w1 =(0,01 ÷ 0,02).109= (1,09 ÷ 2,18)

       Tra bảng 6.8[1] ta lấy môđun tiêu chuẩn là m = 2 (mm)

 

 *  Số vòng trên bánh lớn và nhỏ.

Đối với HGT sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của răng b = (8^o ÷ 20^o) . Ta chọn sơ bộ b= 10^o

 + Xác định số răng bánh nhỏ ( chủ động )         

        Lấy Z₁ = 22 răng.

 + Xác định số răng bánh lớn ( bị động )

          Z₂ = u₁.Z₁ = 3,9.22 = 85,8

          Lấy Z₂ = 85 ( răng )

   => Tỉ số truyền thực là:

         Tính lại góc b theo công thức:

Với bánh răng nghiêng nhờ có góc nghiêng b của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước.

Þ X = X₁ = X₂ = 0

 Theo TCVN 1065–71 ta chọn góc profin gốc

2.1.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

          Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng nghiêng phải thoả mãn điều kiện sau:

Trong đó:

+ Z_M: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Trị số của Z_M tra trong bảng 6.5[1].     Z_M = 274 (MPa)^1/3

+ Z_H: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc             

Với: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

    tgb_b = cos a_t.tgb

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì:

     + Z_e: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Với:   : Hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức:

e_b = b_w  . 

b_w:  Chiều rộng  vành răng.

b_w  =.a_w = 0,3.109= 32,7 (mm)

          Þ    

                                Với:    e_a : Hệ số trùng khớp ngang

+ K_H: Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc.

                            

Trong đó:

     : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1] với sơ đồ 3 ta có       

    : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

            (mm)

 

Vận tốc vòng:

           (m/s)

Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9.

Theo bảng 6.14[1]  với cấp chính xác 9 thìK_{H a} = 1,16

         K_Hv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hịên trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

                    

     Với:       

      + Vận tốc vòng:  (m/s)    d_w1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

 Tra bảng 6.15[1]ÞHệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp d_H = 0,002

Tra bảng 6.16[1]  Þ Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g_o = 73 

      Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là                       

    + Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 3,35 m/s

– Z_v: Ảnh hưởng của vận tốc vòng khi v £ 10 ( m/s) Þ Z_v = 1

Với cấp chính xác động học 9 cần gia công đạt độ nhám

R_a = 2,5 ¸ 1,25 ( mm) Þ Z_R = 0,95

Khi đường kính vòng đỉnh răng d_a £ 700 (cm) Þ K_XH = 1

Þ           [s_H] = [s_H].Z_V.Z_R.Z_XH =  .1.1.0,95=466,36 ( MPa)

Ta có: Ds_H = .100% =  

 Như vậy:  và Ds_H =1,76% < 4%.

 Do đó ta tính lại chiều rộng vành răng:

Chọn b_w2 = 34 (mm).  Þ   

         b_w1 = 40 (mm).

2.1.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

  – Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép.

                s_F1 =  £ [s_F1]

Trong đó:

  K_F: Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức:

  Với:  K_{H b}: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7.[1] : Với  Þ K_Fb = 1,22

             K_{H a}:  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14.[1] 

         với v = 3,35 < 5 (m/s), cấp chính xác 9 Þ= 1,4

          V_F = d_F.g_o.v. 

Tra bảng 6.15.[1]. d_F = 0,006

Tra bảng 6.16.[1]  Þ g_o = 73

Þ           V_F = 0,006 .73.3,35. = 7,8

+) K_Fv: Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Þ           K_Fv = 1+ = 1+ = 1,12

Do đó: K_F = K_Fb.K_Ka.K_Fv = 1,22.1,4.1,12=1,91

+ Y_e: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với e_a = 1,67 Þ Y_e =  =  = 0,6

+ Y_b: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với b = 10,99⁰Þ Y_b =  =  = 0,92

+ Số răng tương đương:

Z_v1 =  =  = 23,26

Þ           Z_v1 = 23 răng.

Z_v2 =  =  = 89,85

Þ           Z_v2 = 90 răng

+ Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh

X₁ = X₂ = 0

Tra bảng 6.18.[1]  với hệ số dịch chỉnh  và dùng phương pháp nội suy, ta được:

Y_F1 = 3,97 ;           Y_F2 = 3,605

+ Tính sức bền uốn cho phép [s_F1]  và  [s_F2]

            Y_s : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

            Y_s  = 1,08 – 0,0695.ln(m)

                = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,03

Y_R : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y_R  = 1

 K_XF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

           K_XF = 1 (  £ 400 mm)   

Ta có: [s_F1]_cx = [s_F1].Y_R.Y_S.K_XF

                     = 246,86.1.1,03.1 = 254,26   ( MPa)

[s_F2]_cx = [s_F2].Y_R.Y_S.K_XF

                   = 236,57.1.1,03.1 = 243,67 ( MPa)

          s_F1 =

          Þs_F1 =    ( MPa)

          Þs_F1 = 76,6 £ [s_F1]_cx = 254,26 ( MPa)

s_F2 =  =  ( MPa)

          Þs_F2 = 69,56 £[s_F2]_cx = 243,67 ( MPa)

Vậy cặp bánh răng 1,2 đảm bảo độ bền uốn.

2.1.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:

– Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy với hệ số quá tải:

K_qt = K_bd = 1,4

– Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt thì ứng suất tiếp xúc cực đại s_Hmax không vượt quá [s_H]_max và xác định  theo công thức:

                     s_Hmax = s_H.£ [s_H]_max

s_Hmax = 474,59. = 561,54( MPa)

s_Hmax = 561,54 £ [s_H]_max = 2,8= 2,8.450 = 1260 ( MPa)

Vậy điều kiện được thoả mãn.

– Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất uốn cực đại được xác định theo công thức:

s_Fmax = s_F . K_qt £ [s_F]_max

s_F1max = 76,6.1,4 = 107,24 ( MPa)

s_F1max = 107,24 < [s_F1]_max = 0,8= 0,8.450 = 360 ( MPa)

s_F2max = 69,56.1,4 = 97,384 ( MPa)

s_F2max = 97,384£ [s_F2]_max = 360 ( MPa)

Vậy điều kiện được thoả mãn.

2.1.4. Các thông số kích thước của bộ truyền

STT	Thông số	Kí hiệu	Giá trị
1	Khoảng cách trục	aw1	109 mm
2	Tỷ số truyền thực	uth1	3,86
3	Môđun pháp	M	2 (mm)
4	Chiều rộng vành răng	bw	bw1=40 (mm) bw2=34 (mm)
5	Góc nghiêng răng	β	10,99o = 10o59’
6	Hệ số dịch chỉnh	x	x1 = x2 = 0
7	Số răng	Z	Z1 = 22   ;     Z2 = 85
8	Đường kính vòng chia	d	=
9	Đường kính đỉnh răng	da
10	Đường kính đáy răng	df
11	Đường kính vòng lăn	dw
12	đường kính cơ sở	db
13	Góc prôfin gốc	Theo TCVN 1065–71,
14	Góc prôfin răng
15	Góc ăn khớp

 

2.2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM

2.2.1. Chọn vật liệu

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng, chọn loại vật liệu nào phụ thuộc vào yêu cầu cụ thể: Tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo, vật tư cung cấp. Yêu cầu kích thước nhỏ gọn hay không.

Đây là hộp giảm tốc công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB < 350 để chế tạo bánh răng, đây cũng là vật liệu thường được sử dụng trong thực tế. Để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nhiệt luyện bánh lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh nhỏ. Cụ thể là thép 45 tôi cải thiện.

Tra bảng 6.1.[1] ta chọn:

Loại bánh răng	Nhiệt luyện	Độ rắn	Giới hạn bền chảy(Mpa)	Giới hạn chảy  (Mpa)
Bánh nhỏ	Thép 45– tôi cải thiện	192÷240 HB	750	450
Bánh lớn	Thép 45– tôi cải thiện	192÷240 HB	750	450

 

Vì theo kinh nghiệm tra chọn HB của bánh nhỏ thường cao hơn bánh lớn từ 10 ¸ 15 đơn vị.

Þ H₃ ³ H₄ + ( 10 ¸ 15) HB

 

+ Chọn độ cứng :

+ Giới hạn bền:  

+Giới hạn chảy:

 

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất cho phép là nói đến giới hạn cho phép mà khi bánh răng làm việc ứng suất do bánh răng làm việc sinh ra không được vượt quá ứng suất cho phép của vật liệu.

2.2.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

          Ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] và ứng suất uốn cho phép [s_F] được xác định theo công thức:       

Chọn sơ bộ:         

Khi đó ta tính theo công thức sau:                                                                  

   Trong đó:

–  lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

– S_H: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2[1] ta có:

S_H = 1,1

Þ  Ta xác định được:

           (MPa)

           (MPa)

– K_HL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

Trong đó:

+ m_H là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. Vì độ rắn mặt răng HB £ 350 nên m_H = 6

+ N_HO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

+ HB: độ rắn Brinen

          Ta có:        

+ N_HE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

                     N_HE = 60.c.n.t_S

     Với:        c là Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1

                   n : Số vòng quay trong một phút.

          Đối với bánh răng chủ động:   n_II = 365,38 (v/p)

          Đối với bánh răng bị động:      n_III = 138,4  (v/p)

                  t_S : Tổng số giờ làm việc của bánh răng

                          (giờ)

                  Þ       N_HE3 = 60.1.365,38.14600 = 320,07.10⁶

                   N_HE4 = 60.1.138,4.14600 = 121,23.10⁶

Ta thấy:      N_HE3 > N_{HO3     ;}       N_HE4 > N_HO4

          Þ      K_HL3 = 1 và K_HL4 = 1

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên ta được:                  

– Chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] lấy bằng giá trị trung bình của [s_H3] và [s_H4]  nhưng không vượt quá 1,25[s_H]_min tức là:

Nghĩa là ở đây ta lấy:

             (MPa)

Với:      (MPa)

  Vậy ứng suất tiếp xúc [s_H] = 490,909 (MPa)

 

   – Ứng xuất tiếp xúc cho phép khi quá tải.

    [s_H]_max = 2,8.s_ch = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

2.2.2.2.Xác định ứngsuất uốn cho phép 

Ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] và ứng suất uốn cho phép [s_F] được xác định theo công thức:

                    

Chọn sơ bộ:         

Khi đó ta tính theo công thức sau:

                                                                             

Trong đó:

–  là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

– S_F: Hệ số an toàn khi tính về uốn. Tra bảng 6.2[1] ta có:

 

 S_F= 1,75

Þ  Ta xác định được:

           (MPa)

           (MPa)

– K_HL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

Trong đó:

+ m_F là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn. Vì độ rắn mặt răng HB £ 350 nên m_F = 6

+ N_FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

           (Đối với tất cả các loại thép)

+ N_FE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

                     N_FE = 60.c.n.t_S = N_HE

     Với:        c là Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1

                   n : Số vòng quay trong một phút.

          Đối với bánh răng chủ động:   n_II = 365,38 (v/p)

          Đối với bánh răng bị động:      n_III = 138,4  (v/p)

t_S : Tổng số giờ làm việc của bánh răng

                        (giờ)

Þ      N_FE3 = N_HE3 = 60.1.365,38.14600 = 320,07.10⁶

          N_FE4 = N_HE4 = 60.1.138,4.14600 = 121,23.10⁶

Ta thấy:                   

   Þ      K_FL3 = 1     và    K_FL4 = 1

K_FC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

K_FC = 1 ( do bộ truyền quay 1 chiều )

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên ta được:

                        

                     

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.

[s_F]_max = 0,8.s_ch = 0,8.450 = 360 (Mpa).

 

2.2.3. Xác định, kiểm nghiệm các thông số cơ bản của bộ truyền

2.2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức (6.15a).[1] ta có:

                   

Trong đó:

     + K_a : Hệ số phụ thuộc vào loại vật liệu và loại răng của bánh răng. Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng và vật liệu bằng thép, tra bảng 6.5[1] ta được:   

   + u₂ : Tỷ số truyền.   u₂ = 2,64.

   + : Hệ số chiều rộng vành răng.

        

ð 

ðChọn:  

+ K_Hb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

Với:

Tra bảng 6.7[1] ta dùng phương pháp nội suy, ta có: Với sơ đồ 5 thì =1,036.

     + T₂ : Mô men xoắn trên trục I: T₂ = 121799,22       (N.mm)

      Thay các giá trị vừa tính được vào công thức ta được:

          (mm)

Lấy:   a_w2 = 128 (mm).

2.2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp

– Xác định môđun:

          Như đã biết môđun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định được khoảng cách trục sơ bộ a_w có thể tính môđun.

           (mm)

Theo bảng 6.8[1], chọn môđun tiêu chuẩn của bộ truyền cấp chậm:

m = 2(mm)

– Xác định số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ.

      Đối với HGT sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của răng b = 8^o ÷ 20^o. Ta chọn sơ bộ b= 15^o

Ta tính số răng bánh nhỏ.

  (răng)

Lấy:   Z₃ = 34   (răng)

Số răng bánh lớn:  (răng)

Lấy:   Z₄ = 90 (răng)

Vậy tỉ số truyền thực là:

                  

Tính lại góc b theo công thức:

         

Với bánh răng nghiêng nhờ có góc nghiêng b của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước.

Þ X = X₃ = X₄ = 0

2.2.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

          Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

                   (2.2.6)

Trong đó:

          + Z_M: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] ta được :    

+ Z_H: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Với:   b_b : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.   

         Theo TCVN 1065–71 ta chọn góc profin gốc

   Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì:

     + Z_e: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Với:   : Hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức:

e_b = b_w .

b_w:  Chiều rộng  vành răng.

           (mm)

         Þ     

           Với: e_a _ Hệ số trùng khớp ngang

+ K_H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H = K_{H b}.K_{H a}.K_Hv

Với:   K_{H b}: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.  Tra bảng 6.7[1] ta được: Với sơ đồ 5 thì  

         K_{H a}:  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14[1], với:

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

            (mm)

Vận tốc vòng:

           (m/s)

Theo bảng 6.13 [1] chọn cấp chính xác 9.

Theo bảng 6.14 [1]  với cấp chính xác 9 thì K_{H a} = 1,13

K_HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Với:         

         d_H: Hệ số kể đến ảnh hưởng  của sai số ăn khớp.

Tra bảng 6.15[1]  Þd_H  = 0,002

g₀: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước trên các bánh răng

Tra bảng 6.16[1]  Þ g₀ = 73

Tra bảng 6.17[1]    

Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức:

Thay các giá trị trên vào công thức:

  *  Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức 6.1 [1] và công thức 6.1a [1] ta có:

         

Với v = 1,34 m/s  < 5 m/s và bánh răng có HB<350  Þ Z_v = 1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám R_a = 2,5...1,25 , do đó Z_R = 0,95

Vì đường kính vòng đỉnh  d_a  < 700  mm Þ        K_XH = 1

 (MPa)

Tính sai lệch giữa s_H và [s_H]_cx:

Như vậy ,nhưng chênh lệch này nhỏ là 3%. Do đó,để răng đảm bảo độ bền tiếp xúc ta chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng

    (mm).

 Chọn b_w4 = 49 (mm). =>  

           b_w3 = 55 (mm).

 Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.

2.2.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

          Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép, ta có:                                               

Trong đó:

         + T₂: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động. T₂ = 121799,22 (N.mm)

+ m: Môđun. m = 2 (mm)

+ b_w3: Bề rộng vành răng. b_w3 = 55 (mm)

+ d_w2: Đường kính vòng lăn của bánh chủ động. d_w2 = 70,14  (mm)

+ Y_e: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

           Với:  (đã tính được ở trên)

         

+Y_b : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

         

+ Y_F3, Y_F4: Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 phụ thuộc vào hệ số răng  tương đương .

                   – Bánh nhỏ: