Bài giảng Truyền động cơ khí: Phần 2 ĐH Phạm Văn Đồng

(NB) Tiếp nối phần 1, phần 2 Bài giảng Truyền động cơ khí trình bày về truyền động xích, truyền động bánh răng, truyền động trục vít, trục, ổ lăn. Mời các bạn cùng tham khảo để nắm chi tiết nội dung của bài giảng.

Chương 8 TRUYỀN ĐỘNG XÍCH

8.1 khái niệm chung

8.1.1 Nguyên lý làm việc và cấu tạo của bộ truyền xích:

1 Nguyên lí làm việc của truyền động xích:

Truyền động xích thực hiện việc truyền chuyển động và tải trọng giữa các trục song song nhờ sự ăn khớp của mắt xích với răng của các bánh xích lắp trên các trục đó

Hình 8.1a

2 Cấu tạo chính: hình 8.1a và hình 8.1b

- Xích là một chuỗi các mắt xích nối với nhau bằng bản lề

Gồm: đĩa dẫn 1, đĩa bị dẫn 2 và xích 3 Ngoài ra còn có: bộ phận căng xích, bộ phận bôi trơn, hộp che

- Có thể truyền chuyển động giữa các trục khá xa nhau (Amax = 8 m)

- Khả năng tải cao hơn đai

- Hiệu suất truyền động cao hơn so với đai, đạt = 0.96  0.98

- Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với truyền động đai vì lực căng ban đầu không lớn

- Có thể truyền chuyển động và công suất cùng một lúc đến nhiều trục

- Không xảy ra sự trượt nên tỉ số truyền i không đổi

- Kích thước nhỏ so với truyền động đai

2 Nhược điểm:

- Giá thành tương đối cao vì kết cấu phức tạp

- Có nhiều tiếng ồn khi làm việc

- Vận tốc tức thời của xích và đĩa bị dẫn thay đổi theo thời gian (không ổn định)

- Yêu cầu chăm sóc thường xuyên (bôi trơn, …) và phức tạp hơn so với bộ truyền đai

- Chóng bị mòn khi làm việc nơi nhiều bụi và bôi trơn không tốt

8.2 Bộ truyền xích

8.2.1 Các loại xích truyền động:

1 Xích con lăn (còn gọi là xích ống con lăn):

- Được sử dụng rộng rãi, thường dùng trong các bộ truyền làm việc quay 2 chiều,

có va đập, hay gặp có ở các máy xây dựng, máy làm đường

- Cấu tạo: Xích con lăn một dãy (hình 8.3) sau:

- Nếu bỏ con lăn của xích con lăn trên thì đó là cấu tạo của xích ống

- Do không có con lăn nên xích ống và răng đĩa xích ăn khớp với nó cũng chóng mòn hơn

Hình 8.4 Cấu tạo xích ống một dãy

- Ít sử dụng hơn, được dùng trong máy vận chuyển loại nhẹ

3 Xích răng:

- So với xích con lăn, nó chịu tải cao hơn, làm việc ổn định và ít ồn hơn

- de: đường kính vòng đỉnh

- di: đường kính vòng chân

- Z: số răng đĩa xích

2 Vật liệu chế tạo đĩa xích:

- Đĩa xích chịu tải trọng nhỏ, không có va đập (từ bên ngoài) và vận tốc v<3 m/s : thì chế tạo bằng gang CЧ21- 40 hoặc gang xám có độ bền cao hơn

- Với tải trọng và vận tốc lớn hơn dùng thép cacbon hoặc thép hợp kim như thép:

- Đây là thông số và được tiêu chuẩn hoá

- Chọn xích lấy t theo dãy số tiêu chuẩn, tra bảng (8.1)

- Khi làm việc ở vận tốc cao nên chọn t nhỏ, cần thiết thì tăng số dãy xích (với xích con lăn) hoặc tăng chiều rộng xích (với xích răng)

Trị số lớn nhất của bước xích và số vòng quay giới hạn n1g (vg/ph)

- Đĩa xích cấu tạo giống bánh răng, khi xích và răng đĩa ăn khớp nhau thì tâm các bản lề nằm trên vòng chia của đĩa xích nên đường kính d được tính theo như sau:

1 Đường kính vòng chia của đĩa dẫn d 1 :

Z1- số răng đĩa dẫn (răng)

2 Đường kính vòng chia của đĩa bị dẫn d 2 :

Trong đó: Z2 – số răng đĩa bị dẫn

8.3.3 Số răng đĩa xích Z (răng):

Thông thường bộ truyền xích được dùng trong hộp giảm tốc nên số răng đĩa dẫn Z1nhỏ hơn đĩa bị dẫn Z2

1 Số răng đĩa dẫn Z 1 : tra theo bảng 8.2

Bảng 8.2 Bảng hướng dẫn chọn số răng đĩa xích dẫn Z 1

Loại xích

Tỷ số truyền i

1 - 2 2 - 3 3 - 4 4 - 5 5 - 6  6

Số răng Z1Xích ống con

lăn 30 - 27 27 - 25 25 - 23 23 - 21 21 - 17 17 – 15 Xích răng 35 - 32 32 - 30 30 - 27 27 - 23 23 - 19 19 - 17 Chọn Z1 theo Z1 min và góc xoay của bản lề không lớn quá

- Z2 max 80  120: đối với xích con lăn

- Z2 max 120  140: đối với xích răng

 Có sự giới hạn số răng đĩa bị dẫn Z2 là do sau một thời gian làm việc xích sẽ bị mòn và bước xích sẽ tăng thêm một lượng t, khi đó đường kính vòng chia sẽ tăng một trị số là d như hình vẽ: hình 8.7

Theo công thức :d =

Z

t

sin

Được qui định theo hai điều kiện sau:

+ Góc ôm trên đĩa dẫn 1 120o thì Amin d2 – d1

+ Để hai đĩa xích không chạm vào nhau thì:

Amin 0,5 (de1 + de2) + (30  50) (8-7) Trong đó: de1, de2: là đường kính vòng đỉnh răng của đĩa xích dẫn và bị dẫn

 Đối với xích con lăn: de = t(cotg /Z + (0,5  0,6))

 Đối với xích răng : de = t cotg /Z

2 Khoảng cách trục lớn nhất A max :

Được giới hạn theo công thức: Amax 80 t (8-8)

 Để dung hoà hai giới hạn trên người ta thường tính A theo công

+ 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2 Z1)2.

2

A

- Xích đứt vì mỏi: xảy ra đối với các bộ truyền kín, vận tốc cao, tải lớn (ít gặp) dẫn đến

- Ngoài ra, con lăn bị rỗ hoặc vỡ, răng đĩa xích bị mòn hoặc do chế tạo không tốt, chốt và ống có thể bị long ra

- Trong các dạng hỏng kể trên, mòn bản lề là dạng chủc yếu nên tính xích về mòn

là tính toán cơ bản để thiết kế bộ truyền xích Mặt khác va đập cũng ảnh hưởng đến tuổi thọ và sự làm việc của bộ truyền, cũng thường tiến hành kiểm nghiệm

số lần va đập của một mắt xích trong 1 giây

8.4.2 Tính xích theo áp suất cho phép :

- Điều kiện để xích làm việc trong 1 khoảng thời gian tương đối lớn (20003000 giờ) là áp suất sinh ra trong bản lề phải nhỏ hơn áp suất cho phép [p]

p =  p k

S

F k

-S = d0 b0 : diện tích tính toán của bản lề xích một dãy (d0-đường kính chốt, b0- chiều dài ống)

-k: hệ số điều kiện sử dụng xích

 kđ: hệ số tải trọng động, nếu dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ truyền tương đối êm kđ= 1,

 Nếu bố trí bộ truyền nằm ngang 1 góc < 600 thì k0= 1

 Nếu bố trí bộ truyền nằm ngang 1 góc > 600 thì k0= 1,25

 kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh bộ căng xích:

 Nếu trục có thể điều chỉnh được kđc=1

 Nếu dùng đĩa căng xích loại con lăn căng xích kđc=1,1

 Nếu trục không điều chỉnh được kđc = 1,25

 kb: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn:

 Nếu bôi trơn liên tục kb = 0,8

 Nếu bôi trơn nhỏ giọt kb = 1

 Nếu bôi trơn định kỳ kb = 1,5

Chú thích: Xích có dấu * đƣợc chế tạo 1 dãy, 2 dãy và 3 dãy

Để tính toán thiết kế xích được thuận tiện hơn, công thức trên được biến đổi thành:

Nt=  N

k

N k k k

Trong đó: Nt: công suất tính toán

[N]: công suất cho phép của bộ truyền xích một dãy, có bước t, số răng đĩa dẫn Z01= 25 và số vòng quay đĩa dẫn n01 cho trong bảng (8.4)

Khi sử dụng số liệu trong bảng (8-4), ta lấy kz=

8.4.3 Kiểm nghiệm số lần va đập của mắt xích trong 1 giây:

Cần đảm bảo điều kiện số lần va đập trong 1 giây là:

u =

L

v

4

= 1000

1000.60

4

t X

t n Z

=

X

n Z

15

1 Khoảng cách trục nhỏ nhất A min :được qui định theo hai điều kiện sau:

a) Góc ôm trên đĩa dẫn 1 120o thì Amin d2 – d1 (8-18)

- d2: đường kính vòng chia của đĩa bị dẫn:d2 =

 Z1- số răng đĩa dẫn (răng): Z1  Z1 min= 17

 Z2 – số răng đĩa bị dẫn (răng): Z2 = i Z1 Z2 max= 120

 t - bước xích (mm)-tra bảng 8.1

b) Để hai đĩa xích không chạm vào nhau thì:

Amin 0,5 (de1 + de2) + (30  50) (8-21) Trong đó: de1, de2: là đường kính vòng đỉnh răng của đĩa xích dẫn và bị dẫn

 Đối với xích con lăn: de = t [cotg /Z + (0,5  0,6)] (8-22)

 Đối với xích răng : de = t cotg /Z (8-23)

2 Khoảng cách trục lớn nhất A max :

Được giới hạn theo công thức: Amax 80 t (8-24)

 Để dung hoà hai giới hạn trên người ta thường tính sơ bộ khoảng cách trục A theo công thức sau: A = (30  50)t (8-25)

+ 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2 Z1)2

2

A

2 1 2

5 , 0



Z Z Z

Z X

Z Z

 Đối với bộ truyền nằm nghiêng 600

trở lên thì không cần điều chỉnh A =0

Thành phần nằm ngang: vxích = v1 cos = 1 r1.cos  (8-30)

Trong đó: v1:là vận tốc của đĩa dẫn

cos

2

1 1

 Chú ý: Để giảm bớt chuyển động không đều răng, ta cần:

 Tăng số đĩa xích (chủ yếu Z1)

 Lấy chiều dài của nhánh dẫn là bội của bánh xích

3 Vận tốc và tỉ số truyền trung bình:

- Vận tốc trung bình v (m/s):

v =

1000.60

1

1Z t

n

= 1000.60

2

2 Z t

n

(8-33) Trong đó: - Z1, Z2: số răng của đĩa dẫn và đĩa bị dẫn

- n1, n2: số vòng quay trong một phút của đĩa dẫn và đĩa bị dẫn (vg/ph)

10.18

q n t

1 Chọn loại xích: - loại xích con lăn

- loại xích răng: khi tải lớn (vận tốc cao)

2 Chọn số răng đĩa dẫn và tính số răng đĩa bị dẫn:

- Chọn số răng đĩa dẫn Z1 :

 Tra theo bảng (8-2) sau:

 Theo điều kiện sau: Z1= 29 – 2.i  19=Z1 min

 Z1 min 19 khi v  2 m/s

 Z1 min = 13  15 khi v  2 m/s

- Tính số răng đĩa bị dẫn Z2 theo công thức : Z2 = i Z1 Z2 max

 Z2 max 80  120: đối với xích con lăn

 Z2 max 120  140: đối với xích răng

x

n

Trong đó: Nt: công suất tính toán

[N]: công suất cho phép của bộ truyền xích một dãy, có bước t, số răng đĩa dẫn Z01= 25 và số vòng quay đĩa dẫn n01 cho trong

trị số n01 tùy thuộc việc chọn trị số [N] theo cột trong bảng

 Đối với xích răng: phải tăng chiều rộng xích B (để giảm bước xích t) theo công

thức: B   N

N t

10 (mm)

Trong đó: Nt: công suất tính toán

[N]: công suất cho phép.Tra bảng 8.4

4 Định sơ bộ khoảng cách trục A: nếu A chưa cho trước: A = (30  50).t

5 Tính số mắt xích X:

X 

t

A 2

+ 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2 Z1)2

2

A

t

X: phải được lấy tròn và là số chẳn Qui về số chẳn gần nhất Kiểm nghiệm số lần va đập u trong 1 giây theo công thức:

u =

X

n Z

15  [u]

[u]: số lần va đập cho phép, tra ở bảng (8.5) theo loại xích và bước xích

6 Tính chính xác khoảng cách trục A:

2 1 2

5 , 0



Z Z Z

Z X

Z Z

 Với: Z1- số răng đĩa dẫn (răng), thay π =180 0

b) Đường kính vòng chia của đĩa bị dẫn d 2 :

N

.

10

6 7

Trong đó: -kt :hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục

Chọn: kt = 1,15 : khi bộ truyền nằm ngang

kt = 1,05 : khi bộ truyền thẳng đứng

VÍ DỤ:

Thiết kế bộ truyền xích trong dẫn động băng tải, vận tốc đĩa xích dẫn n1= 140 vg/ph, tỷ số truyền i = 2,5 , công suất N= 2,5 kW, tải trọng êm Xích nằm nghiêng một góc lớn hơn 600 so với đường nằm ngang, trục đĩa xích có thể điều chỉnh được, bôi trơn xích bằng phương pháp nhỏ giọt

Giải:

1 Chọn loại xích:

Vì vận tốc không cao nên ta chọn loại xích con lăn

2 Chọn số răng đĩa dẫn và tính số răng đĩa bị dẫn:

Ta có: Z1 = 29 – 2.i = 29 – 2 2,5 = 24 > 19=Z1min thoả mãn điều kiện

Tra bảng 8.2 ta chọn Z1 = 25 răng

Z2 = i Z1 = 2,5 25 = 62,5 < Z2 max Lấy Z2 = 63 răng

Tỷ số truyền thực của bộ truyền xích là:

i = 1

2

Z

Z

= 25

63 = 2,52

200 = 1,428

= 4,46 kW

Theo bảng 8.4 (với n01= 200 vg/ph), chọn loại xích 1 dãy có bước t= 19,05 có ký hiệu:

P 19,05 -32000*có công suất cho phép: [N]= 4,8 kW

+ 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2 Z1)2

2

A t



= 05,19

762.2 + 0,5 (25+63) + 0,25 (63 – 25)2 2

14,3.762

05,19

= 124,9 X: phải đƣợc lấy tròn và là số chẳn Qui về số chẳn gần nhất.Lấy X= 124

- Kiểm nghiệm số lần va đập u trong 1 giây theo công thức:

u =

X

n Z

15

. = 124 15

140 25

2 1 2

5 , 0



Z Z Z

Z X

Z Z X

14 , 3

25 63 2 ) 63 25 ( 5 , 0 124 63

25 5 , 0 124

 = 382 mm

8 Tính lực tác dụng lên trục F r :

F r = kt

t n Z

N

.

10

5,2.10

= 2587 N

CÂU HỎI ÔN TẬP

1-Trình bày ƣu, nhƣợc điểm và phạm vi sử dụng của truyền động xích ?

2- Phân loại 3 loại xích: xích con lăn, xích ống, xích răng ?

3-Vẽ hình và nêu các thông số của cấu tạo đĩa xích ?

4-Để chọn khoảng cách trục A, ta phải tính toán nhƣ thế nào và điều chỉnh ra sao? (nêu ngắn gọn)

Chương 9 TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

9.1 Khái niệm chung

9.1.1 Nguyên lí làm việc:

Truyền động bánh răng là một phương pháp truyền chuyển động và công suất nhờ

sự ăn khớp của các răng trên các bánh răng

9.1.2 Phân loại:

Được phân loại theo các đặc điểm về hình học và về chức năng

1 Theo vị trí tương quan giữa các trục:

- Hai trục song song: bộ truyền với cặp bánh răng hình trụ (răng thẳng, răng

nghiêng, răng chữ V) - (hình 9.1a, b, c)

a) b) c)

Hình 9.1Bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng

- Hai trục cắt nhau (thường là vuông góc với nhau):bộ truyền với cặp bánh răng

côn (nón) như: răng thẳng, răng nghiêng, răng cong hoặc xoắn-(hình 9.2a,b)

a) Bánh răng côn răng thẳng b) Bánh răng côn răng cong

Hình 9.2Bánh răng côn

- Hai trục chéo nhau (giao nhau):bộ truyền với cặp bánh răng trụ chéo, bánh răng

nón chéo (hình 9.3a, b)

a) Bánh răng trụ chéo a) Bánh răng côn chéo

Hình 9.3 Bánh răng chéo

- Bộ truyền bánh răng-thanh răng: hình 9.4, trong đó thanh răng được coi là một

bánh răng có đường kính dài vô tận, dùng để biến đổi chuyển động quay của bánh răng thành chuyển động tịnh tiến (thẳng) của thanh răng và ngược lại

Hình 9.4 Thanh răng

2 Theo hình dạng răng:

- Truyền động bánh răng thân khai

- Truyền động bánh răng Xiclôit

- Truyền động bánh răng Nôvikov

- Kích thước bộ truyền tương đối nhỏ gọn, khả năng tải lớn

- Tuổi thọ và độ tin cậy cao

- Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng

2 Nhược điểm:

- Không thực hiện được truyền động vô cấp

- Không có khả năng tự bảo vệ an toàn khi quá tải

- Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn

- Đòi hỏi độ chính xác cao trong chế tạo (chế tạo tương đối phức tạp) và lắp ráp

- Chịu va đập kém vì độ cứng của bộ truyền khá cao

9.1.4 Phạm vi ứng dụng:

- Tốc độ có thể đạt tới 140 m/s hoặc cao hơn

- Công suất truyền được có thể rất nhỏ (0,1 kW) như trong các dụng cụ đo và cơ cấu điều khiển, đến khá lớn (300 kW) như trong các máy mỏ, máy xây dựng và làm đường, hoặc rất lớn (100.000 kW) như trong các máy phát điện

- Tỉ số truyền (của 1 cặp bánh răng) có thể từ 1 đến 10 hoặc cao hơn

9.1.5 Độ chính xác ăn khớp:

Độ chính xác ăn khớp của bộ truyền bánh răng phụ thuộc vào độ chính xác chế tạo các bánh răng và các tiết máy đỡ chúng (võ hộp, ổ trục) và biến dạng của các tiết máy này

- Ả-nh hưởng của các sai số về chế tạo của các bánh răng như sau:

+ Sai số về bước răng và dạng răng: 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 bị kẹt răng khi ăn khớp, phải đảm bảo khe hở cạnh răng

9.1.6 Kết cấu bánh răng:

- Trường hợp đường kính chân răng ít chênh lệch với đường kính d của trục thì nên chế tạo bánh răng liền trục – có khoảng cách từ đáy răng đến rãnh then: + Đối với bánh răng trụ :  2,5.m (môđun)

+ Đối với bánh răng nón :  1,6.m

- Bánh răng có đường kính nhỏ hơn 500 mm, 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 500 mm, thường chế tạo riêng vành răng rồi ghép với may ơ (phần lõi) bằng hàn

Hình 9.4 Các dạng hỏng của răng

* Tác hại: bộ truyền không làm việc được, còn gây nguy hiểm cho các chi tiết khác

- Tính theo điều kiện bền uốn: u []u

- Hiện tượng tróc nhất thời (là hiện tượng tróc chỉ xảy ra trong thời gian ngắn rồi dừng lại) xảy ra khi độ rắn mặt răng thấp (HB < 350)

- Hiện tượng tróc lan (là hiện tượng tróc dẫn đến phá hỏng toàn bộ bề mặt chân răng) xảy ra răng có độ rắn bề mặt cao (HB > 350)

* Tác hại: khi xuất hiện các vết tróc rỗ chất lượng mặt răng giảm, dẫn đến ăn khớp không chính xác và tăng độ mòn, làm kích thước răng giảm

- Tính theo sức bền tiếp xúc (nhưng chưa có cơ sở đầy đủ): tx []tx

9.2.5 Biến dạng dẻo bề mặt răng:

- Do tác dụng lực ma sát, thường xảy ra với các bộ truyền bánh răng bằng thép có các độ rắn thấp, chịu tải lớn và có vận tốc thấp Làm dạng răng bị hỏng, bộ truyền ăn khớp mất chính xác

9.2.6 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: hiện nay người ta thường tính toán thiết kế bộ truyền bánh

răng theo sức bền tiếp xúc và tính kiểm nghiệm sức bền uốn

9.3 Vật liệu bánh răng - ứng suất cho phép

9.3.1.Vật liệu:

Cần thoả các yêu cầu:

- Có đủ sức bền bề mặt (tránh tróc , rỗ, mài mòn, dính, …)và sức bền uốn

- Dễ tạo phôi, dễ gia công

Chủ yếu dùng thép nhiệt luyện, ngoài ra còn dùng gang và chất dẻo

Thép làm bánh răng có hàm lượng các bon từ 0,1%  0,6% Để nâng cao khả năng tải của bánh răng thép người ta dùng các phương pháp nhiệt luyện như: tôi, thấm than, thấm nitơ, tôi cải thiện …

9.3.2 Ứng suất cho phép:

Được xác định dựa vào chế độ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền và

cơ tính của vật liệu

9.4 Tính toán bộ truyền bánh răng

9.4.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

9.4.1.1 Các thông số hình học chủ yếu:

Trên hình 9.5 trình bày 2 bánh răng ăn khớp nhau

2257-77

i =

1 2

2

1

Z

Z n

n 

2

2 1 2

Hình 9.5 Bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng

Hình 9.6 Đoạn ăn khớp

P: tâm ăn khớp ; α : góc ăn khớp; to: bước răng trên vòng cơ sở

t: bước răng trên vòng chia; N1N2: đoạn tthẳng ăn khớp lý thuyết

-L: đoạn thẳng ăn khớp thực

Chú ý: Khi vẽ để cho răng vào khớp và ra khớp đƣợc với nhau thì L phải lớn

Đây là thông số cơ bản về dạng răng

5 Bước răng trên vòng cơ sở (bước cơ sở): t0 (mm)

Bảng 9.1 cho các trị số môđun trong phạm vi thông dụng nhất , khi chọn nên ƣu

Trị số môđun m (m n - đối với bánh răng nghiêng), mm



i

i A

- Dấu (+): ăn khớp ngoài

- Dấu (-): ăn khớp trong

 Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều :đường kính

vòng lăn và vòng chia trùng nhau

d1 = dc1 = m Z1 và d2 = dc2 = m Z2 (9-8)

10 Hệ số dịch dao: 

-  > 0: dịch dao dương là dịch dao ra xa tâm phôi

-  < 0: dịch dao âm là dịch dao lại gần tâm phôi

2

cos

+ lực hướng tâm :đi vào tâm

- Về độ lớn: P =

1 1

.2

d

T

=

2 2

.2

d T

Fn =

cos

P

Hình 9.Lực tác dụng

9.4.3 Tính theo sức bền tiếp xúc:

1 Mục đích:

Giới hạn ứng suất tiếp xúc để tránh dạng hỏng tróc rỗ bề mặt răng

2 Điều kiện tính toán:

- Tính tại tâm ăn khớp vì hiện tượng tróc bắt đầu từ đây

- Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc

3 Thiết lập cơng thức:

Aùp dụng cơng thức Héc: tx = 0,418



E q.

 []tx (9-16)

Với

2 1

11

b

P

=

cos

10.55,9.2

2 2

6

b n d

N K

Thế d2 =

1

2



i

i A

vào trên ta được:

cos

1 10.55,9

2

6

b n i A

i N

Trong đĩ: -b: chiều rộng bánh răng

-K: hệ số tải trọng

Dấu : “+” khi ăn khớp ngồi và “ - ” khi ăn khớp trong

b.- Bán kính cong tương đương: 

Trong đĩ: 1 =

21



i

i A

N K b

i i A

Trong đĩ: C  1800

2sin

E

Đối với bánh răng bằng thép: E =

2 1

2

1 2

E E

E E

 = Ethép = 2,15 105 (N/mm2) (E- mơđun đàn hồi tương đương)

Và không dịch chỉnh thì:  = 200 sin2 = 0,64 trường hợp này thì C = 1,05 106

Từ đó suy ra công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc (9-23) được viết như sau:

tx =

2

3 6

) 1 (

10 05 , 1

n

N K b

i i A



 []tx (9-22)

Hình 9.8Bán kính cong tương đương

- Để thiết lập công thức thiết kế, đặt A =

A

b

(*) (gọi là hệ số chiều rộng bánh răng, thường chọn A = 0,15  0,45)

+ Nếu chọn A lớn thì A giảm nhưng b tăng

+ Do đó: đối với bộ truyền A lớn, cần chế tạo chính xác cao và độ cứng của trục phải lớn mới đảm bảo tiếp xúc tốt, tập trung tải trọng ít

Từ (*) suy ra: b = A A Thế vào công thức kiểm nghiệm trên, rồi biến đổi ta được công thức thiết kế theo điều kiện sức bền tiếp xúc như sau:

A  ( i 1)3

2 6

.

.

10 05 , 1

n

N K

[]tx- ứng suất tiếp xúc cho phép, (N/mm2)

Chú ý: vì ứng suất tiếp xúc của răng bánh dẫn hoặc bánh bị dẫn đều có trị số như nhau, cho nên tiến hành tính toán đối với bánh nào có []tx nhỏ hơn

9.4.4 Tính theo sức bền uốn:

1 Mục đích:

Giới hạn ứng suất uốn ở tiết diện nguy hiểm nhằm tránh dạng hỏng gãy răng

2 Điều kiện tính toán:

Hình 9.9 Suuwscc bền uốn

α / : góc áp lực ở đỉnh răng (hơi lớn hơn góc ăn khớp α)

σ u : ứng suất uốn; σ n : ứng suất nén; σ: ứng suất tổng

- Tính sức bền khi răng ăn khớp tại đỉnh (cánh tay đòn mômen uốn tại đỉnh là lớn nhất)

- Vì có sai số bước răng nên coi như tải trọng chỉ tác dụng lên 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 (hình chữ nhật b x s)

- Tính sức bền ở phía răng chịu kéo (vì các vết nứt mỏi uốn và hiện tượng gãy răng bắt đầu ở vị trí này)

: gây uốn (cánh tay đòn là l)

l

u n

/ /

sin cos

(1)-mômen cản uốn của tiết diện nguy hiểm (đáy răng)

F = b.s (2)-diện tích tiết diện nguy hiểm

s – chiều dày của răng ở tiết diện nguy hiểm

l- cánh tay đòn của lực uốn

[]u - ứng suất uốn cho phép (N/mm2)

sin.cos

cos 6

/ /

m s

l m b m

sin.cos

cos

m s

l m

(với y- là hệ số dạng răng)

 u =

y b m

P

.

Lưu ý: Do s và l đều tỉ lệ bậc nhất với môđun m nên hệ số y không phụ thuộc vào

môđun, mà chỉ phụ thuộc vào dạng răng Hệ số dạng răng y chỉ phụ thuộc vào số răng Z và hệ số dịch dao  (khi cắt răng bằng dao tiêu chuẩn)

- Khi bánh răng ăn khớp trong thì y được xác định theo công thức sau:

0,338 0,357 0,392 0,429 0,451 0,476 0,49 0,499 0,59 0,517

0,436 0,444 0,461 0,478 0,492 0,51 0,519 0,525

-

-

0,526 0,528 0,532 0,536 0,539 0,546 0,549 0,553

N K

.

10 55 , 9

10.1,19

10 1 , 19

n

N K y

Trị số môđun m phải chọn theo tiêu chuẩn

- Trường hợp 2 bánh răng cùng vật liệu, tính cho bánh nhỏ (z1 z2  y1  y2)

- Trường hợp 2 bánh răng khác vật liệu, tính cho bánh nào có tích y []u nhỏhơn Hợp

lý nhất là chọn sao cho: y1 []u1 y2 []u2

9.4.5 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

n

t

 Môđun ngang: ms =

cos

.Z

m n

Hình 9.10 Bánh răng trụ răng nghiêng

- Các kích thước chiều cao răng, đường kính vòng đỉnh, vòng chân răng được xác định theo công thức như của bánh răng thẳng, nhưng thay môđun m=mn (mn: môđun pháp)

- Khoảng cách trục đối với răng nghiêng tiêu chuẩn hoặc dịch chỉnh đều (không

dịch chỉnh): A =

cos

.2

Lực pháp tuyến Pn (áp lực) tác dụng trong mặt phẳng vuông góc với răng được dời về

tâm ăn khớp và phân tích: hình 9.9

- Fn

gồm: * /

p có: + p

: lực vòng + Fa

: lực dọc trục

* Fr: lực hướng tâm

- Độ lớn:

 Lực vòng: P =

1 1

.2

d

T

=

2 2

.2

d T

 Lực dọc trục: Fa = P tg (hướng vào mặt răng ăn khớp)

 =



 cos cos n

P

Hình 9-9 lực tác dụng

Với: n – góc ăn khớp trong tiết diện pháp

Chú ý: - Lực dọc trục F a tỉ lệ với tg, do đó để hạn chế lực này thông thường

chọn: = 8 0 20 0

- Để có thể khắc phục nhược diểm trên có thể dùng bánh răng chữ V (các lực dọc trục tác dụng lên ổ cân bằng nhau)

3 Đặc điểm của răng nghiêng:

 Ăn khớp êm, tải trọng động giảm, chiều dài tiếp xúc lớn:

Răng 1:ra khớp dần – Răng 2:ăn khớp dần – Răng 3: vào khớp dần – nhƣ hình 4-13 trên

Vì các răng vào hoặc ra khớp dần dần, chiều dài tiếp xúc không thay đổi đột ngột (toàn bộ chiều dài răng không vào khớp cùng một lúc) nhƣ răng thẳng nên răng

nghiêng ăn khớp êm hơn, tải trọng động giảm

Do vùng trong ăn khớp bao giờ cũng ít nhất hai đôi răng nên tổng chiều dài tiếp xúc của răng nghiêng lớn:

Ltx = s

cos

b

Trong đó: = (0,9  1): hệ số xét đến sự thay đổi số đôi răng ăn khớp

s : hệ số trùng khớp ngang Với: s= 2  3: nhiều cặp răng ăn khớp

s 1: một cặp răng ăn khớp

 Tải trọng riêng (trung bình) trên răng nghiêng nhỏ hơn so với răng thẳng:

- Đối với răng nghiêng:

P

s n

s





1.qr t < qr t (9-36) Vậy tải trọng riêng (trung bình) trên răng nghiêng nhỏ hơn so với răng thẳng .s lần

 Bánh răng tương đương:

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:

 Tải trọng riêng phân bố không đều Kn :

Vì đường tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng nên tổng độ cứng của đôi răng trên đường tiếp xúc không như nhau nên tải trọng riêng phân bố không đều Tải trọng lớn nhất qmax tại vị trí ăn khớp

Điểm xét đến đặc điểm này dùng hệ số Kn :

Tại vị trí sức bền tiếp xúc (tâm ăn khớp C) có tập trung tải trọng qmax

- Để tính ứng suất tiếp xúc dùng công thức Héc : tx = 0,418



E q.

b) Thiết lập công thức:

- Công thức tính ứng suất tiếp xúc của bánh răng trụ răng thẳng:

tx =

2

3 6

) 1 (

10 05 , 1

n

N K b

i i A

N K b

i i

.

cos

) 1 (

10 05 ,

/

) 1 (

10 05 , 1

n

N K b

i i

.

.

10 05 , 1

/

n

N K

Nên lấy: -  = 80  200 :vớibộ truyền bánh răng nghiêng

-  = 300 400 :vớibộ truyền bánh răng chữ V

- Tải trọng riêng tác dụng lên răng nghiêng nhỏ hơn . lần so với răng thẳng

- Tiết diện nguy hiểm về uốn là tiết diện chéo, nghiêng một góc  so với đáy răng Ứng suất uốn trong tiết diện nguy hiểm răng nghiêng bằng khoảng cos2 lần của răng thẳng

b) Thiết lập công thức:

- Ứng suất uốn trường hợp bánh răng thẳng: u  u

y b m

P  



- Trường hợp bánh răng nghiêng được tính như sau:

u =

tñ

y b m

P

s

n

)(cos2

Z

cos 10 1 , 19

cos

10 55 , 9

cos

10 1 ,

2 6

10 1 , 19 2 6

tñ

(9-46)

n m n

10 1 , 19

//

n Z

y

m

n n

- Bánh răng nón chủ yếu dùng để truyền động giữa hai trục vuông góc với nhau

- Khi vận tốc thấp (khoảng 2 3 m/s) thường dùng bánh răng nón răng thẳng vì chế tạo và lắp ghép đơn giản hơn các loại bánh răng nón khác

- Khi vận tốc cao thì dùng bánh răng nón răng nghiêng hoặc răng cung tròn vì sự

ăn khớp êm, khả năng tải cao và tính công nghệ cũng cao

- So với bánh răng trụ thì bánh răng nón chế tạo và lắp ghép phức tạp hơn, các trục lại cắt nhau khiến khó bố trí ổ trục (một trục phải để công xôn) Việc cố