Chương 13: Thiết kế bộ truyền hớ, bánh răng tr ụ - thẳng Do đặc điểm dẫn động của cơ cấu là dẫn động một phía bằng cả hai bánh sẽ truyền động cho hai bánh còn lại, nên khi thiết kế ta chỉ cần tính toán cho một bánh chủ động là đủ. Từ tỷ số truyền vừa tính được ta tíến hành thiết kế cặp bánh răng trụ thẳng, một cấp. Các thông số tính được l à: số vòng quay, mômen xo ắn và công suất trên trục của cặp bánh răng trụ thẳng được ghi tr ên bảng sau: Tr ục Thông số I II i 3 n (v/ph) N (kW) M (N.mm) 150 0,3 28650 50 0,288 82512 a. Chọn vật liệu và phương pháp chế tạo Đặc điểm của bộ truyền hở bánh răng trụ thẳng là chịu tải lớn, vì vậy đòi hỏi vật liệu chế tạo phải có cơ tính cao.Tuy nhiên chọn vật liệu phải tính đến giá thành sản xuất và khả năng công nghệ cho phép. Căn cứ v ào những yêu cầu trên ta chọn loại vật liệu cho cặp bánh răng thiết kế như sau: - Đối với bánh răng nhỏ, chọn thép C50 thường hóa có độ cứng HB = 220, b  = 620 N/mm 2 , ch  = 320 N/mm 2 , đường kính phôi nhỏ hơn 100mm. - Đối với bánh răng lớn, chọn thép C45 thường hóa, có độ cứng HB = 190, b  = 580 N/mm 2 , ch  = 320 N/mm 2 , đường kính phôi 100  300 mm. b. Xác định ứng suất cho phép - Ứng suất tiếp xúc cho phép:   Ntx KHB 5,2  Trong đó: K N – hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. K N = 6 0 td N N Với: N 0 =10 6 - 10 7 số chu kỳ của đường cong mỏi tiếp xúc, ta chọn: N 0 = 10 7 . N td – số chu kỳ ứng suất tương đương. N 1 = 60 n 1 Tu = 60.100.10573.1 = 6,34.10 7 > 10 7 N 2 = 60 n 2 Tu = 60.50.10573.1 = 3,17.10 7 > 10 7 Cho nên K N1 = K N2 = K N = 1 V ậy ứng suất tiếp xúc cho phép là:   5501.220.5,2 1   tx  N/mm 2   4751.190.5,2 2  tx  N/mm 2 - Ứng suất uốn cho phép:        Kn K N u . 6,14,1 ' 1    Trong đó: 1  - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng có thể xác định theo công thức: 1  = (0,45  0,5) b  n = 1,1 – hệ số an toàn.  K = 1,8 – hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. m td N N N K 0 '  - hệ số chu kỳ ứng suất uốn. Với: m = 6 – bậc đường cong mỏi uốn. N 0 = 5.10 6 – số chu kỳ cơ sớ của đường cong mỏi uốn. 65,0 10.34,6 10.5 6 7 6 ' 1  N K 73,0 10.17,3 10.5 6 7 6 ' 2  N K Vậy:   137 8,1.1,1 65,0.620.45,0.5,1 1  u  N/mm 2   144 8,1.1,1 73,0.580.45,0.5,1 2  u  N/mm 2 - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải. Bánh nhỏ:     1373550.5,25,2 1 max 1  txH  N/mm 2 Bánh lớn:     1195478.5,25,2 2 max 2  txH  N/mm 2 - Ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Bánh nhỏ:   484220.2,2.2,2 max 1  HB F  N/mm 2 Bánh lớn:   418190.2,2.2,2 max 1  HB F  N/mm 2 c. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K sb , hệ số chiều rộng m  và số răng Z Giá trị K sb có thể chọn sơ bộ trong khoảng 1,2  1,6. Khi chọn chú ý khả năng chạy mòn của vật liệu chế tạo, cách bố trí bộ truyền và môi trường l àm việc của bộ truyền. Giá trị hệ số m  = b/m = 12 được chọn theo bảng 40 – TKCTM. S ố răng Z được chọn theo kinh nghiệm thỏa mãn điều kiện: Z 1 > Z 1min =17 răng, chọn Z 1 = 25 răng Z 2 = i nh .Z 1 = 3.25 = 75 răng d. Xác định môđun ăn khớp theo sức bền tiếp xúc và khoảng cách trục. - Sơ bộ tính đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo công th ức:   3 6 10.1,19 um sb nzy NK m   Trong đó: K = 1,5 – hệ số quá tải. N = 0,3 – công suất động cơ. y = 0,429 – hệ số dạng răng, xác định theo (bảng 36) dựa vào số răng tương đương.   u  = 137 N/mm 2 - ứng suất uốn cho phép. n = 150 – số vòng quay của động cơ. Vậy: 48,1 137.12.150.25.429,0 3,0.5,1.10.1,19 3 6  sb m Theo tiêu chuẩn ta chọn m sb = 2. Tính kho ảng cách trục A, sơ bộ A sb =     100 2 7525.2 2 21     ZZm sb mm e. Chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng Để chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng ta cần xác định vận tốc vòng của răng V =   2,0 )13(10.6 150.50.2 110.6 2 10.6 44 1 4 11        i nAdn m/s Theo giá tr ị vận tốc vòng đã tính chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9, theo bảng (10 -1-CTM). f. Xác định chính xác khoảng cách trục A Hệ số tải trọng được xác định theo công thức: K = K tt .K đ Trong đó: K tt – hệ số tập trung tải trọng. 2 1 '   tt tt K K Với 1 '  tt K , tra theo (bảng 32) ứng với 4,0 2 13 .2.0 2 1     i A  Vậy: 1 2 11    tt K Suy ra: K = 1.1,1 = 1,1 V ới K đ = 1,1- Hệ số tải trọng động tra (bảng 33 - TKCTM). Ta th ấy: K # K tt hơn 5% do đó ta phải đi xác định lại khoảng cách trục A theo công thức: 97 2,1 1,1 .100 3 3  sb sb K K AA mm Ta xác định lại giá trị, 94,1 2,1 1,1 .2 3 3  sb sb K K mm Vì m < m sb nên ta không cần tính lại. g. Kiểm nghiệm răng theo quá tải đột ngột Để bộ truyền có khả năng chịu quá tải trong thời gian ngắn cần kiểm tra bộ truyền quá tải theo điều kiên :   max . FqtuF K     max . HqttxH K   Trong đó: u  - ứng suất uốn theo tải trọng danh nghĩa   uu nbzmy NK   10.1,19 2 6 Với : K = 1,5 – hệ số quá tải. N – công suất của động cơ trên trục tương ứng. y = 0,429 – hệ số biên dạng răng, xác định dựa vào số răng. z – số răng tương ứng trên mỗi bánh. n – số vòng quay trên mỗi trục. b = A A .  = 0,2.97 = 19,4 mm, chiều rộng bánh răng. m =2 – mô đun ăn khớp. Vậy: 84,68 150.4,19.25.2.429,0 3,0.5,1.10.1,19 2 6 1  u  N/mm 2 59,56 50.4,19.75.2.501,0 288,0.5,1.10.1,19 2 6 2  u  N/mm 2 Ta thấy:   11 uu   ,   22 uu   Thỏa mãn yêu cầu. Tương tự ta cũng tính được giá trị ứng suất tiếp xúc theo công thức:     609 50.4,19 288,0.5,1.13 3.97 10.05,1 . .1 . 10.05,1 3 6 2 3 6      nb NKi iA tx  N/mm 2 Với K qt = 2,4 – hệ số quá tải của hệ thống, ta tính được các ứng suất uốn quá tải tương ứng l à:   max 1 2 1 /288,1654,2.84,68 FF mmN     max 2 2 2 /816,1354,2.59,56 FF mmN     max 2 /46,9434,2.609 HH mmN   Kết quả tính toán đều thỏa mãn. h. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: - Khoảng cách trục A = 97mm - Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 mm - Độ hở hướng tâm C = 0,25.m = 0,25.2 = 0,5 mm - Đường kính vòng chia d c1 = m.Z 1 = 2.25 = 50 mm d c2 = m.Z 2 = 2.75 = 150 mm - Đường kính vòng lăn d 1 = d c1 ; d 2 = d c2 - Đường kính vòng đỉnh răng D e1 = d c1 + 2m = 50 + 2.2 = 54 mm D e2 = d c2 + 2m = 150 + 2.2 = 154 mm - Đường kính vòng chân răng D i1 = d c1 - 2m - 2C = 45 mm D i2 = d c2 - 2m - 2C = 145 mm Để thuận tiên cho việc lắp ráp ta có thể chế tạo bánh răng gắn liền với bánh xe của cơ cấu di chuyển (hình 2-11). i. Tính lực Lực tác dụng trong trong bộ truyền bánh răng được xác định theo hai thành phần: - Lực vòng P 1 = P 1 = 1432 40 28650.2 .2  d M x N - L ực hướng tâm P r1 = P r2 = P.tg  = 1432.tg20 0 = 521N . N 1 = 60 n 1 Tu = 60 .10 0 .10 573 .1 = 6,34 .10 7 > 10 7 N 2 = 60 n 2 Tu = 60.50 .10 573 .1 = 3 ,17 .10 7 > 10 7 Cho nên K N1 = K N2 = K N = 1 V ậy ứng suất tiếp xúc cho phép là:   55 01. 220.5,2 1   tx  N/mm 2 . 5 .10 6 – số chu kỳ cơ sớ của đường cong mỏi uốn. 65,0 10 .34,6 10 .5 6 7 6 ' 1  N K 73,0 10 .17 ,3 10 .5 6 7 6 ' 2  N K Vậy:   13 7 8 ,1. 1 ,1 65,0.620.45,0.5 ,1 1  u  N/mm 2   14 4 8 ,1. 1 ,1 73,0.580.45,0.5 ,1 2  u  . tải trọng. 2 1 '   tt tt K K Với 1 '  tt K , tra theo (bảng 32) ứng với 4,0 2 13 .2.0 2 1     i A  Vậy: 1 2 11    tt K Suy ra: K = 1. 1 ,1 = 1, 1 V ới K đ = 1, 1- Hệ số tải