Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa

Chia sẻ: Dạ Thiên Lăng | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:9

Thêm vào BST

Báo xấu

4
lượt xem 0
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Bài báo "Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa" trình bày các nghiên cứu về lựa chọn vật liệu, các dạng hỏng, chỉ tiêu tính, tính toán bánh răng trụ từ vật liệu nhựa theo các tiêu chuẩn khác nhau và áp dụng tính toán cụ thể cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong máy sạ lúa dựa theo điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc và uốn. Mời các bạn cùng tham khảo!

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa

661 Hội nghị Cơ học toàn quốc lần thứ XI, Hà Nội - Tiểu ban Cơ học máy Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa Tạ Trí Thông1,2 và Nguyễn Hữu Lộc1,2 1 Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Tp. HCM 2 Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh *Email: thongtri645@gmail.com, nhloc@hcmut.edu.vn Tóm tắt: Trong nội dung bài báo này, trình bày các nghiên cứu về lựa chọn vật liệu, các dạng hỏng, chỉ tiêu tính, tính toán bánh răng trụ từ vật liệu nhựa theo các tiêu chuẩn khác nhau và áp dụng tính toán cụ thể cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong máy sạ lúa dựa theo điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc và uốn. Ngoài ra còn tính toán nhiệt độ bánh răng trong quá trình làm việc. Kết quả nghiên cứu biển diễn dạng bảng, công thức và hình ảnh. Dùng phần mềm CAD/CAE để mô hình hóa bánh răng. Từ các kết quả này, có cơ sở để chọn sơ bộ kích thước bánh răng nhựa trong các máy nông nghiệp. Từ khóa: Bánh răng trụ; vật liệu nhựa; độ bền tiếp xúc; tiêu chuẩn 1. Giới thiệu Hiện nay, bánh răng bằng vật liệu kim loại đã có nhiều tài liệu hướng dẫn đầy đủ và chi tiết [1, 2, 3, 10]. Nhưng bánh răng bằng vật liệu nhựa thì có rất ít nghiên cứu trên thế giới về tính toán thông số hình học của bánh răng theo tiêu chuẩn. Bánh răng nhựa đang tiếp tục thay thế bánh răng kim loại trong nhiều lĩnh vực do ngày nay vật liệu nhựa ngày càng cải tiến và phát triển với độ bền và khả năng chịu nhiệt cao hơn. Do đó, nhu cầu về bánh răng nhựa ngày càng tăng, buộc nhà thiết kế phải sử dụng phương pháp tính toán kích thước sơ bộ cho bánh răng nhựa để từ đó có cơ sở để chọn bánh răng nhựa chính xác nhất. Một số nghiên cứu đưa ra cách tính và kết quả như: thiết kế và phân tích bánh răng trụ răng thẳng từ vật liệu composite [4], thiết kế và phát triển bánh răng nghiêng bằng nhựa Nylon 66 trong ứng dụng ô tô [5], thiết kế và lựa chọn vật liệu cho bánh răng nhựa [6], thiết kế bánh răng trụ răng thẳng từ vật liệu nhựa sử dụng thực tế ảo [7], tuy nhiên sử dụng những công thức cũ và chưa đầy đủ. Việc tính toán bộ truyền bánh răng nhựa theo tiêu chuẩn tốn nhiều thời gian, vì bài toán đa dạng các ràng buộc, các biểu đồ, bảng biểu, công thức tính toán, thực nghiệm và kiểm nghiệm khác nhau. Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa. Việc tính toán bánh răng từ vật liệu nhựa có ý nghĩa quyết định đến kích thước khuôn khổ, khối lượng, độ bền cũng như giá thành của sản phẩm. Hiện nay, bánh răng nhựa chủ yếu được tính theo các tiêu chuẩn để từ đó chọn sơ bộ các kích thước và kiểm nghiệm. 2. Cơ sở lý thuyết Các đặc tính cơ - nhiệt do cấu trúc phân tử của các loại nhựa khác nhau cho phép phân loại vật liệu nhựa thành các loại khác nhau: chất dẻo nhiệt rắn, chất dẻo đàn hồi và chất dẻo nhiệt. Trong môi trường công nghệ truyền động, nhựa nhiệt dẻo bán tinh thể chủ yếu được sử dụng làm vật liệu chế tạo bánh răng. Theo [8], nhựa nhiệt dẻo bán tinh thể sau đây đặc biệt thích hợp để sản xuất bánh răng nhựa: PA, POM, PE-HD, PBT, PEEK. Nhưng trong thực tế, hầu hết các bánh răng nhựa thương mại là Nylon (PA) và Nylon (PA) biến tính. Nylon (PA) biến tính có thể có chất độn để ổn định vật liệu và cải thiện độ bôi trơn bằng cách thêm bột molypden hoặc than chì. Acetal (POM) đôi khi được sử dụng vì nó ổn định hơn và có độ bôi trơn cao hơn nhưng nó tương đối giòn nên nó không được sử dụng nhiều. Có thể sử dụng chất dẻo cao cấp như PEEK hoặc LCP, nhưng trong các trường hợp đặc biệt như khi yêu cầu khả năng chịu nhiệt cao. Vật liệu này đắt tiền và sử dụng khuôn đúc, tuy nhiên đối với bánh răng siêu nhỏ thì sử dụng phù hợp.
662 Tạ Trí Thông và Nguyễn Hữu Lộc Một ưu điểm của bánh răng bằng nhựa là khả năng vận hành không cần bôi trơn. Tuy nhiên, hiệu suất sẽ tăng cao nếu được bôi trơn. Các điều kiện bôi trơn có thể được phân ra: không bôi trơn, bôi trơn rắn với chất bôi trơn bên trong (tự bôi trơn với chất độn như PTFE, PE, graphite); bôi trơn bên ngoài bằng mỡ hoặc dầu [10]. Với một tải trọng và vật liệu cụ thể, vật liệu nhựa có thể nóng chảy, đặc biệt khi không bôi trơn. Điều này dẫn đến thân răng bị phá hủy hoàn toàn. Ngoài ra, mòn răng dẫn đến gãy răng do sự mòn dẫn đến sự thay đổi bề mặt răng và đồng thời làm giảm tiết diện của răng. Còn dạng hỏng rỗ mặt răng chủ yếu xuất hiện trong quá trình làm việc được bôi trơn tốt [10]. Trong các dạng hỏng trên thì rỗ mặt răng là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền bôi trơn tốt. Do đó, đối với các bộ truyền này ta tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc và kiểm nghiệm lại theo ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn và nhiệt độ chân răng, thân răng. Các bộ truyền được bôi trơn bên ngoài sẽ là: bộ truyền kín, bộ truyền hở bôi trơn bằng mỡ (có vận tốc vòng v < 10 m/s). Còn gãy và mòn răng là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền không bôi trơn hoặc tự bôi trơn. Do đó, đối với các bộ truyền này ta tính toán thiết kế theo độ bền uốn và kiểm nghiệm lại theo ứng suất uốn, độ mòn răng và nhiệt độ chân và thân răng. Các bộ truyền không bôi trơn sẽ là: bộ truyền kín của các bánh răng nhỏ và rất nhỏ trong các thiết bị điện tử (đầu đọc thẻ nhớ,…), bộ truyền hở không thể bôi trơn bằng mỡ (có vận tốc vòng v > 10 m/s). Bánh răng làm từ nhựa nhiệt dẻo chủ yếu được sản xuất bằng phương pháp ép phun. Ngoài ra, còn có các phương pháp khác đang được sử dụng là đúc và gia công cắt gọt. Tại thời điểm hiện tại thì các chất đàn hồi polyamide PA 6-G, PA 12-G và PUR chỉ có thể được sử dụng chế tạo bánh răng bằng cách đúc. Với quy mô sản xuất nhỏ, việc gia công cắt gọt có thể hiệu quả hơn về mặt kinh tế. Chọn phương pháp gia công phụ thuộc vào: vật liệu bánh răng, chất lượng răng, số lượng, hình dạng và kích thước của bánh răng được sản xuất. Theo phương pháp gia công cắt gọt thì các răng của bánh răng bằng nhựa được cắt bằng cách gia công theo các phương pháp tương tự như bánh răng kim loại [11]. Hiện nay, trên thế giới có một vài các tiêu chuẩn như: VDI 2736 được công nhận là tiêu chuẩn quốc tế và các tiêu chuẩn quốc gia như: JIS B 1759 của Nhật Bản, BS 6168:1987 của Anh. Trong đó, các tiêu chuẩn được sử dụng chủ yếu là VDI 2736 và JIS B 1759. 2.1.Tính toán bánh răng nhựa theo VDI 2736 Trong tiêu chuẩn VDI đưa ra rất nhiều vật liệu nhựa như: PA66, POM, PET, PE-HD, PBT vì những loại nhựa này có bảng tra dữ liệu giới hạn mỏi uốn, tiếp xúc để tính toán [9]. Tính răng theo độ bền tiếp xúc: Tính toán kiểm tra khả năng chịu tải của răng dựa trên ứng suất tiếp xúc mặt răng σ H . Phân tích khả năng chịu tải nên được thực hiện cho cả hai bánh răng trong một cặp nếu chúng được làm bằng vật liệu có độ bền thân răng khác nhau. Ứng suất tiếp xúc tính toán trên bề mặt răng σ H được xác định tương tự khi tính bằng vật liệu kim loại [9]: Ft1 .K H u + 1 σH = Z E .Z H .Zε .Z β . . ≤ σ HP (1) bw .d1 u Với: Z E là hệ số xét đến cơ tính vật liệu; Z H là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc; Z ε là hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc; Z β là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng; F t1 là lực tiếp tuyến tác động lên bánh dẫn; K H là hệ số tải trọng tính theo ứng suất tiếp xúc; b w là chiều rộng vành răng; d 1 là đường kính vòng chia của bánh dẫn; u là tỷ số truyền; σ HP là ứng suất tiếp xúc cho phép, được xác định theo công thức [9]: σ HG Z R .σ H lim N σ HP = = (2) S H min S H min 2
663 Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa Với: S Hmin là hệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp xúc nhỏ nhất; σ HG là giới hạn mỏi tiếp xúc; Z R là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt; σ HminN là giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ tải. Đường kính vòng chia bánh dẫn d 1 có thể được tính toán gần đúng trên cơ sở độ bền tiếp xúc [9]: u +1 2 12,5.Z E .K A .Td1 d1 ≥ 3 . (3) (σ ) .( b / d ) 2 / S H , Entwurf u H lim N 1 Với: K A là hệ số chế độ tải trọng động ngoài; S H,Entwurf là hệ số thiết kế an toàn răng; b/d 1 là tỷ lệ giữa chiều rộng bánh răng. Modun pháp m n có thể được tính toán sơ bộ theo công thức sau [10]: 2.a.cos β mn = (4) 43 + 14.u Với: a là khoảng cách trục, β là góc nghiêng răng Tính răng theo độ bền uốn: Tính toán kiểm tra khả năng chịu tải của chân răng bắt đầu với tính toán ứng suất uốn chân răng. Việc phân tích khả năng chịu tải phải được thực hiện cho cả hai bánh răng. Ứng suất uốn chân răng σ F được xác định theo công thức [9] : Ft σF = K F .YFa .YSa .Yε .Yβ . ≤ σ FP (5) b.mn Với: Y Fa là hệ số dạng răng; Y Sa là hệ số tập trung ứng suất; Y ε là hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang; Y β là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng; K F là hệ số tải trọng tính ứng suất uốn; σ FP là ứng suất uốn chân răng tính toán cho phép, được xác định theo công thức [9]: σ FG YSt .σ F lim N σ FP = = (6) S F min S F min Với: S Fmin là hệ số an toàn ứng suất uốn nhỏ nhất; σ FG là giới hạn bền uốn răng; Y St là hệ số tập trung ứng suất; σ FlimN là giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳ tải. Môđun m n được xác định gần đúng trên cơ sở độ bền uốn chân răng [9]: 6.K A .Td1 6.K A .Td1 mn ≥ ≥ (7) z1 . ( b / mn ) .σ Fu z1 . ( b / mn ) . (σ F lim N / S F , Entwurf ) 3 3  Với: z 1 là số răng bánh dẫn; b/m n là tỷ lệ chiều rộng bánh răng; σ Fü là giới hạn bền uốn; S F,Entwurf là hệ số an toàn chân răng. Ngoài ra còn tính nhiệt độ răng và độ mòn. Nhiệt độ chân răng ϑ Fuβ , có thể làm giảm khả năng chịu tải của chân răng [9], là:   ϑFu β1,2 = V . ϑ0 + P.µ .H  kϑ , Fu β + Rλ ,G  .ED 0,64 ≤ ϑzul1,2 (8) AG  ( ) 0,75  b.z1,2 . vt1,2 .mn    Nhiệt độ thân răng ϑ Fla , có thể làm giảm khả năng chịu tải của thân răng [9], là: 3
664 Tạ Trí Thông và Nguyễn Hữu Lộc   = V . kϑ , Fu β Rλ ,G  ϑFu β ϑ0 + P.µ .H  + .ED 0,64 ≤ ϑzul1,2 (9) AG  ( ) 0,75  b.z1,2 . vt1,2 .mn  1,2   Với: ϑ 0 là nhiệt độ môi trường xung quanh; P là công suất danh nghĩa; µ là hệ số ma sát; H V là hệ số mất mát công suất trên răng; k ϑ,Fuβ là hệ số truyền nhiệt của bánh răng nhựa để tính nhiệt độ chân răng; k ϑ,Fla là hệ số truyền nhiệt của bánh răng nhựa để tính nhiệt độ thân răng; v t là vận tốc tiếp tuyến; R λ,G là độ trở truyền nhiệt của vỏ cơ cấu; A G là diện tích bề mặt tỏa nhiệt của vỏ hộp (không áp dụng cho trường hợp không có vỏ hộp); ED là thời gian ăn khớp (tiếp xúc) răng tương đối; ϑ zul là nhiệt độ tối đa hoạt động liên tục [11]. Công thức trên dùng để tính cho bánh dẫn và bị dẫn với các giá trị thông số tương ứng cho từng bánh răng (1 là bánh dẫn, 2 là bánh bị dẫn). Độ mòn trung bình W m [9] là: Td .2.π .N L .HV .kw =Wm ≤ Wzul (10) bw .z.lFl Với: N L là số chu kỳ tải; k w là hệ số mài mòn; l Fl là chiều dài tiếp xúc; W zul là độ mòn cho phép được xác định [9]: Wzul = ( 0,1...0, 2 ) .mn (11) Hệ số an toàn mòn S Wm [9]: Wm SWm = (12) Wzul 2.2.Tính toán bánh răng nhựa theo JIS B 1759 Tiêu chuẩn JIS áp dụng cho nhiều loại nhựa nhiệt dẻo như VDI nhưng phải làm thí nghiệm để có bảng tra giới hạn mỏi uốn của vật liệu mong muốn vì JIS không cung cấp đầy đủ bảng tra, cách tính giới hạn mỏi uốn cho nhiều loại nhựa khác nhau mà chỉ có giới hạn mỏi uốn theo thí nghiệm JIS thực hiện (POM-thép) với các thông số hình học cụ thể của tiêu chuẩn [12]. Việc phân tích khả năng chịu tải của chân răng phải được thực hiện cho cả hai bánh răng, ứng suất uốn chân răng tính toán σ F [12]: Fwt =σF YF .YS .Yβ .Y f .YB ≤ σ FP (13) b.mn Với: Y ƒ là hệ số hình dạng chân răng; Y B là hệ số độ dày vành răng; σ FP là ứng suất uốn chân răng tính toán cho phép, được xác định theo công thức [12]: σ FP = σ F lim .YNT .YΘ .Y∆Θ .YL .YM (14) Với: Y NT là hệ số tuổi thọ khi tính theo độ bền uốn; Y Θ là hệ số nhiệt độ môi trường xung quanh; Y ∆Θ là hệ số xét đến ảnh hưởng của tăng nhiệt độ trong răng; Y L là hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn; Y M là hệ số ăn khớp của cặp bánh răng Hệ số an toàn S F đối với độ bền uốn của bánh răng nhựa được xác định [12]: σ FP = SF ≥ S F min (15) σF 4
665 Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa 2.3. Tính toán bánh răng nhựa theo BS 6168:1987 Tiêu chuẩn BS chỉ có bảng tra giới hạn mỏi uốn và tiếp xúc cho hai vật liệu là PA66 và POM theo điều kiện không bôi trơn nên chỉ có thể sử dụng hai vật liệu này [13]. Ứng suất tiếp xúc tính toán răng σ H có thể được tính theo công thức sau [13]: σ H = Z H .Z E .Zε . Ft1 . ( u + 1) .K (16) A b.d1 u Hệ số an toàn khi tính theo ứng suất tiếp xúc S H [12]: σ H lim = SH ≥ 1, 4 (17) σH Nếu vật liệu bánh dẫn và bị dẫn khác nhau thì phải tính ứng suất tiếp xúc σ H cho cả hai. Ứng suất uốn chân răng tính toán σ F có thể được tính theo công thức sau [13]: Ft σF = .YF .Yε .K A (18) b.mn Hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn S F [13]: σ F lim =SF .YX ≥ 1, 25 (19) σF Với: Y X là hệ số ảnh hưởng kích thước Ngoài ra còn tính nhiệt độ sinh ra trong bánh răng. Nhiệt độ sinh ra trong bánh răng nhựa (tính bằng 0C) có thể được tính toán từ các phương trình sau [13]: Bánh dẫn: 136.PT .µ . (1 + u )  1,71.104.K a 7,33.K b  θ1 = θ 0 +  +  + 5 ≤ θ max (20) ( z2 + 5)  b.z1.( v.mn )  KM A   Bánh bị dẫn: 136.PT .µ . (1 + u )  1,71.104.K a 7,33.K b  θ2 = θ0 +  +  + 5 ≤ θ max (21) ( z2 + 5)  b.z2 .( v.mn )  KM A   Với: θ 1 là nhiệt độ của bánh dẫn ; θ 2 là nhiệt độ của bánh bị dẫn; θ 0 là nhiệt độ môi trường; K a là hệ số xét đến ảnh hưởng của cặp vật liệu bánh răng; K M là hệ số của vật liệu nhựa làm bánh răng. Theo đó, tùy vào giá trị tra được của hệ số K a mà θ 1 , θ 2 sẽ là lần lượt là nhiệt độ chân răng hoặc thân răng của bánh dẫn và bị dẫn 3. Kết quả tính toán và mô phỏng Áp dụng tính toán bánh răng bằng nhựa cho máy nông nghiệp, cụ thể ở đây là máy sạ lúa. 5
666 Tạ Trí Thông và Nguyễn Hữu Lộc Hình 1. Máy sạ lúa theo khóm Hình 2. Sơ đồ các cụm máy Theo sơ đồ các cụm máy thì đối tượng ta tiến hành tính toán ở đây là bánh răng trụ răng thẳng của máy sạ lúa và theo vật liệu nhựa. Các thông số đầu vào: Tỉ số truyền u =1; Công suất P = 1,03 kW; Số vòng quay n = 161 rpm; Momen xoắn T = 61,2 Nm. Chọn trước: Thời gian phục vụ: L = 3 năm; Thời gian làm việc: 200 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca; Góc biên dạng răng: α = 200; Góc nghiêng răng: β = 0. Ở đây, bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng của máy sạ lúa là bộ truyền hở với vận tốc vòng của máy v < 10 m/s. Vì thế, sẽ có 2 trường hợp để tính cho máy: tính theo ứng suất uốn, bộ truyền hở không bôi trơn và tính theo ứng suất tiếp xúc, bộ truyền bôi trơn bằng mỡ (có vận tốc vòng v < 10 m/s). Ta tiến hành tính toán cho trường hợp xấu nhất là trường hợp 2 vì nó sẽ cho kích thước bánh răng lớn hơn nên khi thỏa tính theo ứng suất tiếp xúc thì cũng thỏa tính theo ứng suất uốn. 6
667 Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa Hình 3. Lược đồ đơn giản về trình tự tính toán bánh răng trụ bằng nhựa theo tiêu chuẩn VDI 2736 Áp dụng trình tự tính toán theo ứng suất tiếp xúc của tiêu chuẩn VDI 2736 với thông số đầu vào đã cho ta thu được bộ thông số hình học của bánh răng nhựa Bảng 1. Bảng 1. Bảng kết quả thông số hình học và kiểm nghiệm theo VDI 2736 Tính toán thiết kế Thông số Giá trị Thông số Giá trị Vật liệu PA66 Khoảng cách trục a 125 mm Góc nghiêng răng β, độ 0 7
668 Tạ Trí Thông và Nguyễn Hữu Lộc Module m 5 mm Đường kính vòng chia: Bánh dẫn d 1 125 mm Dạng răng Thẳng Bánh bị dẫn d 2 125 mm Chiều rộng vành răng: Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn b 1 50 mm Bánh dẫn d a1 135 mm Bánh bị dẫn b 2 50 mm Bánh bị dẫn d a2 135 mm Số răng: Đường kính vòng đáy: Bánh dẫn z 1 25 răng Bánh dẫn d f1 112,5 mm Bánh bị dẫn z 2 25 răng Bánh bị dẫn d f2 112,5 mm Lực tác dụng: Mô men xoắn T 1 61,2 Nm Lực hướng tâm F r Vận tốc vòng của bánh răng 1,05 m/s Lực tiếp tuyến F t 979,2 N Trạng thái Bôi trơn mỡ Lực dọc trục F a Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Nhiệt độ chân răng ϑ Fuβ1 , 0C 90 43,813 Thỏa ϑ Fuβ2 , 0C 90 43,813 Thỏa Nhiệt độ thân răng ϑ Fla1 , 0C 90 69,4844 Thỏa ϑ Fla2 , 0C 90 69,4844 Thỏa Ứng suất tiếp xúc σ H , MPa 29,5796 21,6013 Thỏa Ứng suất uốn σ F1 , MPa 30,43 12,4875 Thỏa σ F2 , MPa 30,43 12,4875 Thỏa Theo đó, ta thấy rằng nhiệt độ chân răng, nhiệt độ thân răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn lần lượt là ϑ Fuβ1 = ϑ Fuβ2 = 43,813 (0C), ϑ Fla1 = ϑ Fla2 = 69,4844 (0C) thấp hơn nhiệt độ hoạt động tối đa của vật liệu (PA 66) ϑ zul = 90 (0C). Do đó, bánh răng nhựa theo tính toán này đảm bảo điều kiện nhiệt độ: ϑ Fuβ , ϑ Fla ≤ ϑzul, hoạt động bình thường mà không bị nóng chảy dẫn đến gãy răng. Còn giá trị ứng suất uốn tính toán của bánh dẫn và bánh bị dẫn σF1 = σF2 = 12,4875 (N/mm2) thấp hơn nhiều so với giá trị ứng suất uốn cho phép σFP1 = σFP2 = 30,43 (N/mm2), thỏa điều kiện đảm bảo độ bền uốn của bánh răng nhựa: σF ≤ σFP, bánh răng nhựa hoạt động bình thường mà không bị gãy răng. Bên cạnh đó, giá trị ứng suất uốn tính toán của bánh dẫn và bánh bị dẫn thấp hơn nhiều so với giá trị ứng suất uốn cho phép thì bình thường, vì khi thiết kế theo độ bền tiếp xúc thì theo độ bền uốn dư bền rất nhiều. Giá trị ứng suất tiếp xúc tính toán của bánh răng nhựa σH = 21,6013 (N/mm2) thấp hơn giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhựa σHP = 29,5796 (N/mm2), thỏa điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng nhựa: σH ≤ σHP, bánh răng nhựa hoạt động bình thường mà không bị tróc rỗ bề mặt răng. a) b) Hình 4. a) Mô hình hóa 3D bánh răng’ b) Mô phỏng ứng suất tiếp xúc Từ kết quả tính toán ta sử dụng các hệ thống CAD/CAE để mô hình hóa và mô phỏng cặp bánh răng (Hình 4). Giá trị phân tích ứng suất tiếp xúc và uốn trên hệ thống CAD/CAE phù hợp kết quả tính bằng công thức theo tiêu chuẩn. 8
669 Nghiên cứu tính toán thiết kế bánh răng bằng vật liệu nhựa 4. Kết luận Bài báo đã thiết lập được công thức tính toán bánh răng trụ từ vật liệu nhựa theo các tiêu chuẩn khác nhau với các chỉ tiêu khả năng làm việc theo độ bền, độ cứng và độ chịu nhiệt. Bài báo đã xây dựng được trình tự tính toán cho bánh răng nhựa và áp dụng tính toán cụ thể cặp bánh răng cho máy nông nghiệp, ở đây là máy sạ lúa. Sử dụng hệ thống CAD/CAE để mô phỏng 3D và phân tích bánh răng. Giá trị phân tích ứng suất tiếp xúc và uốn trên hệ thống CAD/CAE phù hợp kết quả tính bằng công thức theo tiêu chuẩn. Kết quả của bài báo có thể được dùng làm cơ sở để tính toán chọn sơ bộ bánh răng bằng nhựa cho các ứng dụng khác và dùng làm tài liệu tham khảo khi nghiên cứu, cũng như giảng dạy và học tập, phục vụ cho sản xuất và đào tạo. Trong tương lai có thể viết một phần mềm để tính toán và kiểm nghiệm theo quy trình này. Ngoài ra, ta còn có thể mở rộng áp dụng trình tự tính này cho các bộ truyền khác như bộ truyền bánh răng côn, trục vít. Lời cảm ơn Chúng tôi xin cảm ơn Trường Đại học Bách Khoa, Đại học Quốc gia TP.Hồ Chí Minh đã hỗ trợ thời gian và phương tiện vật chất cho nghiên cứu này. Tài liệu tham khảo: [1]: ISO 6336-2:1996, Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 2: Calculation of surface durability (pitting), June 1996. [2]: BS 436-3:1986, Spur and helical gear – Part 3: Method for calculation of contact and root bending stress limitations for metallic involute gears, 1986. [3]: DIN 3990-4:1987: Calculation of load capacity of cylindrical gears – Part 4: Calculation of scuffing load capacity, December 1987. [4]. S.Mahendran, K.M.Eazhil, L.Senthil Kumar, Design and Analysis of Composite Spur Gear, in: International Journal of Research and Scientific Innovation (IJRSI), Volume I, Issue VI, November 2014, pp. 42-53. [5]. Ashish N. Taywade, Dr. V. G. Arajpure, Design and Development of Nylon 66 Plastic Helical Gears in Automobile Application, in: International Journal of Engineering Research & Technology (IJERT), Vol. 3 Issue 9, September 2014, pp. 1330-1334. [6]. Naveen Kumar, Manish Kumar Singh, Ajeet Kumar, Design and Selection of Material for Plastic Gears, June 2021. [7]. O.T. Laseinde, S.B. Adejuyigbe, Design of plastic spur gears using virtual reality, in: Dr. Yan Luo (Ed), Int. J. Computer Aided Engineering and Technology, Vol. 6, No. 1, 2014, pp. 48-61. [8]: Erhard, G., Construction with plastics [in German: Konstruieren mit Kunststoffen], 4th edition, Carl Hanser Verlag, 2008. [9]: VDI 2736 Sheet 2, Thermoplastic gear wheels - Cylindrical gears - Calculation of the load-carrying capacity [in German: Thermoplastische Zahnräder – Stirnradgetriebe - Tragfähigkeitsberechnung], June 2014. [10]: Nguyễn Hữu Lộc, Giáo trình Cơ sở thiết kế máy, NXB. Đại học Quốc gia TP. Hồ Chí Minh, 2020. [11]: VDI 2736 Sheet 1 , Thermoplastic gear wheels - Materials, material selection, production methods, production tolerances, form design [in German: Thermoplastische Zahnräder - Werkstoffe, Werkstoffauswahl, Herstellverfahren, Herstellgenauigkeit, Gestalten], July 2016. [12]: JSA JIS B 1759:2019 , Estimation of tooth bending strength of cylindrical plastic gears, November 2019. [13]: BS 6168:1987, Specification for Non-metallic spur gears, March 1987. 9