Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (730.61 KB, 55 trang )
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MƠN HỌC:
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện:THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT . MSSV:20800418
Ngành đào tạo: Chế tạo máy
Giáo viên hƣớng dẫn: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc.
Ngày hoàn thành:
Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI
Đề số 4: THIẾT
KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số:01
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 1
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh răng trụ 2
cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn.
Số liệu thiết kế:
Cơng suất trên trục thùng trộn, P(KW)=3kw :
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =42:
Thời gian phục vụ, L(năm)=5 :
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Chế độ tải: T1 = T ; t1=60 giây; T2 =0.82T ; t2=12 giây
YÊU CẦU
01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết.
NỘI DUNG THUYẾT MINH
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
2. Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính tốn các bộ truyền hở (đai hoặc xích).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực
d. Tính tốn thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 2
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC ............................................................................................................................. 3
LỜI NÓI ĐẦU ...................................................................................................................... 5
PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .......... 6
1.1. Chọn động cơ ............................................................................................................... 6
1.2. Phân bố tỷ số truyền ..................................................................................................... 7
1.3. Bảng đặc tính ............................................................................................................... 8
PHẦN 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY .................................................... 9
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN ....................................................... 9
2.1.1. Xác định thơng số xích và bộ truyền ...................................................................... 10
2.1.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền .......................................................................... 11
2.1.3. Đƣờng kính đĩa xích .............................................................................................. 11
2.1.4. Xác định lực tác dụng lên trục ................................................................................ 12
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ..................................................................... 12
2.2.1. Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng .................................................................... 12
2.2.1.1. Chọn vật liệu .................................................................................................. 12
2.2.1.2. Xác định hệ số tuổi thọ .................................................................................. 13
2.2.1.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn ..................................................... 14
2.2.1.4. Ứng suất cho phép .......................................................................................... 14
2.2.1.5. Chọn hệ số ...................................................................................................... 15
2.2.1.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục..................................................................... 15
2.2.1.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền .................................................... 15
2.2.1.8. Các thơng số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng........................................ 16
2.2.1.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền .............................................................. 16
2.2.1.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng .......................................... 17
2.2.1.11. Chọn hệ số tải trọng động ............................................................................. 17
2.2.1.12. Kiểm nghiệm độ bền ..................................................................................... 18
2.2.1.13. Các thơng số và kích thƣớc bộ truyền bánh răng nghiêng.............................. 19
2.2.2. Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng .................................................................. 20
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 3
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
2.2.2.1. Chọn vật liệu .................................................................................................. 21
2.2.2.2. Xác định hệ số tuổi thọ .................................................................................. 21
2.2.2.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn ..................................................... 21
2.2.2.4. Ứng suất cho phép .......................................................................................... 22
2.2.2.5. Chọn hệ số ...................................................................................................... 22
2.2.2.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục..................................................................... 23
2.2.2.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền .................................................... 23
2.2.2.8. Các thơng số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng........................................ 24
2.2.2.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền .............................................................. 34
2.2.2.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vịng bánh răng .......................................... 24
2.2.2.11. Chọn hệ số tải trọng động ............................................................................. 24
2.2.2.12. Kiểm nghiệm độ bền ..................................................................................... 25
2.2.2.13. Các thông số và kích thƣớc bộ truyền bánh răng nghiêng.............................. 26
2.3. THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN .............................................................................. 26
2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo các trục ................................................................................ 26
2.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .......................................... 27
2.3.3. Xác định lực tác dụng lên trục................................................................................ 27
2.3.4. Chọn then bằng và kiểm nghiệm then .................................................................... 36
2.3.5. Kiểm nghiệm trục .................................................................................................. 37
2.4. TÍNH TỐN Ổ LĂN – NỐI TRỤC ............................................................................. 38
2.4.1. Tính chọn nối trục đàn hồi ..................................................................................... 38
2.4.2. Tính chọn ổ lăn ...................................................................................................... 39
PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ ................................... 46
1. Xác định kích thƣớc của vỏ hộp ....................................................................................... 46
2. Các chi tiết phụ khác ........................................................................................................ 47
3. Chọn Bulong .................................................................................................................... 50
4. Dung sai và lắp ghép ........................................................................................................ 54
TÀI LIỆU THAM KHẢO ...................................................................................................... 55
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 4
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền cơng nghiệp phát triển khơng thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc
thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc
hiện đại hoá đất nƣớc. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sƣ cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trị quan trọng trong cuộc sống cũng nhƣ sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thƣờng gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,
qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học nhƣ Cơ kỹ thuật, Chi
tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ thiết kế bằng máy tính ...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan
về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà cơng việc
thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản nhƣ bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào
đó, trong q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hồn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí,
đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy PGS.TS NGUYỄN HỮU LỘC, các thầy cô và các bạn
trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong q trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều khơng thể tránh khỏi, em rất mong
nhận đƣợc ý kiến từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện
Thân Trọng Khánh Đạt
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 5
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1.1.
Chọn hiêu suất của hệ thống:
Hiệu suất truyền động:
knbr1br 2xol4 0,99.0,98.0,98.0,95.0,994 0,8677
Với:
kn 0,99 : hiệu suất nối trục đàn hồi
br1 0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1.
br 2 0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.
x 0,95 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn
ol 0,99 : hiệu suất ổ lăn.
1.1.2.
Tính cơng suất cần thiết:
Cơng suất tính tốn:
2
Ptt Ptd Pmax
Cơng suất cần thiết: Pct
1.1.3.
2
2
2
T1
T2
T
0,82T
.60
.12
t1 t2
T
T
T
T
3
2,917 kW (1.1)
60 12
t1 t2
Ptt
2,917
3,362 kW
0,8677
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vịng quay trên trục cơng tác:
nlv=42 (vịng/phút)
Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:
uch uh .ux 16.2 32
uh 16
Với
ux 2
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp 8 40
: tỉ số truyền của bộ truyền xích 2 5
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 6
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb nlv . uch 42 . 32 1344 vòng phút
1.1.4.
Chọn động cơ điện:
Pñc Pct 3,362 kW
Động cơ điện có thơng số phải thỏa mãn:
nđc nsb 1344 vòng phút
Tra bảng 235 tài liệu (*) ta chọn:
Pñc 4 , 0 kW
Động cơ 4A100L4Y3
nđc 1420 vòng phuùt
1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
uch
nñc 1420
33,809
nlv
42
Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:
u 4 : tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh
uh 16 u1 u2 uh 4 với 1
u2 4 : tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm
Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích:
ux
uch
33,809
2,1126
u1 .u2 5,23.3,06
1.3. BẢNG ĐẶC TRỊ:
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:
P3
P2
P1
Pmax
3
3.190 kW
ol . x 0,99.0,95
P3
3,190
3,288 kW
0,99.0,98
P2
3,288
3,389 kW
0,99.0,98
olbr 2
olbr1
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 7
Đồ án Chi Tiết Máy
Pñctt
Đề số 4 – Phƣơng án 1
P1
olkn
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
3,389
3,458 kW
0,99.0,99
1.3.2. Tính tốn số vịng quay trên các trục:
n1 nđc 1420 (vòng / phút )
n2
n1 1420
355 vòng phút
u1
4
n3
n2 355
88,75 vòng phút
u2
4
1.3.3. Tính tốn moomen xoắn trên các trục:
Pđctt
3,458
9,55.106
23256,27 Nmm
nñc
1420
Tñc 9,55.106
T1 9,55.106
P1
3,389
9,55.106
22 792,22 Nmm
1420
n1
T2 9,55.106
P2
3,288
9,55.106
88451,83 Nmm
n2
355
T3 9,55.106
P3
3,190
9,55.106
343261,97 Nmm
n3
88,75
T4 9,55.106
3
P
9,55.106
682 142,86 Nmm
42
n3
1.3.4. Bảng đặc tính:
Trục
Thơng số
Cơng suất (kW)
Tỷ số truyền u
Số vịng quay
(vịng/phút)
Momen xoắn
(Nmm)
Động cơ
I
II
III
3,458
3,389
3,288
3,190
3
2,1126
4
4
IV
1420
1420
355
88,75
42
23 256,27
22 792,22
88 451,83
343 261,97
682 142,86
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 8
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
PHẦN 2
TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1. Chọn loại xích:
Cơng suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là cơng suất trên trục 3: P3=3,190
(Kw), với số vịng quay đĩa xích nhỏ n3=88,75 (vịng/phút)
Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn
2.1.2.
Thơng số bộ truyền:
Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=2,1126, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 27 , do đó số
răng đĩa xích lớn z2 z1.ux 27.2,1126 57 zmax 120 .
Theo công thức (5.3) tài liệu (*), cơng suất tính tốn:
Pt P3 .k.kz .kn 3,190.1,95.0,926.2, 254 12,98 kw
Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/88,75=2,254
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):
k k0 .ka .kñc .kñ .kc .kbt 1.1.1.1,2.1,25.1,3 1,95
Với: k0=1: đƣờng tâm của xích làm với phƣơng nằm ngang 1 góc < 400 .
ka=1: khoảng cách trục a=(3050)pc.
kđc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích.
kđ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ.
kc=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày.
kbt=1,3: mơi trƣờng có bụi, chất lƣơng bôi trơn II (đạt yêu cầu).
Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bƣớc xích
pc=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mịn:
Pt [P] 19,3 (kw)
Đồng thời theo bảng (5.8), bƣớc xích pc=31,75mm
Theo cơng thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích.
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 9
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
2 a z1 + z 2 z 2 - z1 pc 2 1270 27 57 57 27 31, 75
x
+
+
122,57
pc
2
31, 75
2
2π 1270
2π a
2
2
Lấy số mắt xích chẳn x=122, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (*)
2
2
z1 + z 2
z1 + z 2
z 2 - z1
a = 0,25 p c X c + Xc - 2
2
2
π
2
2
57+27
27+57
57- 27
+ 1222
0,25 31,75 122
1261 mm
2
2
π
Để xích khơng chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lƣợng bằng:
a 0,003.a 4mm , do đó a=1261-4=1257mm.
Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*)
i
z1 n1 27 88,75
1,31 [i] 25 (baûng 5.9 tài liệu (*))
15 Xc
15.122
2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo (5.15) tài liệu (*): s
Q
k d Ft F0 FV
Với :
-
Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lƣợng 1m xích
q=3,8kg
-
kđ=1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc).
-
v
-
Lực vòng: Ft=1000.P/v=1000.3,190/1,2680=2515,8N
-
Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26802=6,11N;
-
Lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra:
Z1.p.n1 27.31,75.88,75
1,2680(m / s)
60000
60000
F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang
nghiêng 1 góc <400)
Do đó: s
Q
88500
27,55
k d Ft F0 FV 1,2.2515,8 187,43 6,11
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 10
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.1.4. Xác định thơng số đĩa xích:
Đƣờng kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:
d1=p/sin(π/z1)=31,75/sin(π/27)=273,49mm ;
d2=p/sin(π/z2)=31,75/sin(π/57)=576,35mm.(Đƣờng kính vịng chia)
da1=p[0,5+cotg(π/Z1)]=287,51mm;
da2=p[0,5+cotg(π/Z2)]=591,35mm (Đƣờng kính vịng đỉnh răng).
df1=d1-2r=273,49-2.9,62=254,25mm và df2=d2-2r=576,35-2.19,05=538,25 (với
bán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,62mm và d1=19,05mm
bảng 5.2 sách (*))
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo cơng thức (5.18) tài liệu (*):
Đĩa xích 1:
H 0,47. k r .(Ft .K ñ Fvñ ).E / (A.k d )
1
0,47. 0,41.(2515,8.1,2 3,69).2,1.105 / (262.1) 468,5MPa
Với:
Ft=2516,4N : lực vòng.
kr=0,41: hệ số ảnh hƣởng số răng xích (Với z1=27).
Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)
Fvđ1=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.88,75.31,753.1=3,69N: lực va đập trên m dãy xích.
E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa
A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))
H 468,5 [ H ] . Do đó ta dùng thép 435 tơi cải thiện HB170 có
1
1
[ H ]=500MPa> H sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
1
Đĩa xích 2:
H 0,47. k r .(Ft .K ñ Fvñ ).E / (A.k d )
2
0,47. 0,41.(2515,8.1,2 1,75).2,1.105 / (262.1) 468,3MPa
Với:
Ft=2515,8N : lực vòng.
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 11
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
kr=0,23: hệ số ảnh hƣởng số răng xích (Với z2=57).
Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)
Fvđ2=13.10-7n2.p3.m=13.10-7.42.31,753.1=1,75 N: lực va đập trên m dãy xích.
E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa
A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))
H 468,3 [ H ] . Do đó ta dùng thép 45 tơi cải thiện HB170 có
2
2
[ H ]=500MPa> H sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
1
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:
Fr = kx.Ft = 1,15.2515,8=6.107.kx.P/Z.p.n =2893,2 (N)
Với
kx =1,15 hệ số kể đến trọng lƣợng xích, khi nghiêng 1 góc < 400
Ft=2515,8 N: Lực vịng.
Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26772=6,107 N;
Lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra:
F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43 N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang
nghiêng 1 góc <400) .
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
Thông số kĩ thuật:
-
Thời gian phục vụ: L=5 năm.
-
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 250 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.
-
Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :
-
Tỷ số truyền :
ubr1=4
Số vòng quay trục dẫn:
n1=1420 (vòng/phút)
Momen xoắn T trên trục dẫn:
T1=22 792,22 Nmm
Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Tỷ số truyền:
ubr2=4
Số vòng quay trục dẫn:
n2=355 (vòng/phút).
Momen xoắn T trên trục dẫn:
T2=88 451,83 Nmm
2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
2.2.1.1. Chọn vật liệu:
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 12
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, khơng có u cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài
liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng nhƣ sau:
Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa,
σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa,
σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
Số chu kì làm việc cơ sở:
-
N HO1 30HB12,4 30.2602,4 1,87.107 chu kì
-
N HO 2 30HB22,4 30.2302,4 1,40.107 chu kì
-
N FO1 N FO 2 4.106 chu kì
-
Tuổi thọ: Lh 5.250.2.8 20000 giờ
Số chu kì làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng
m /2
-
-
Ti H
N HE1 60c
ni ti
Tmax
3
T 3 60
0,82T 12
. 355 . 20000
60 .1.
T 60 12 T 60 12
39,41.10 7 chu kì
N HE 2
N HE1 39,41.107
9,85.107 chu kì
u
4
m
-
-
Ti H
N FE1 60c
ni ti
Tmax
6
T 6 60
0,82T 12
.355.20000
60 .1.
T 60 12 T 60 12
37,66.10 7 chu kì
N FE 2
N FE1 37,66.107
9,41.107 chu kì
u
4
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 13
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
-
N HE1 N HO1
N HO 2
N
Ta thấy HE 2
nên chọn N HE N HO để tính tốn.
N FE1 N FO1
N N
FO 2
FE 2
-
Suy ra KHL1 KHL 2 KFL1 KFL 2 1
ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0 H lim 2HB 70 ; SH=1,1
-
Bánh chủ động: 0 H lim1 2HB1 70 2.245 70 560 MPa
-
Bánh bị động: 0 H lim2 2HB2 70 2.230 70 530 MPa
Giới hạn mỏi uốn: 0 F lim 1,8HB
-
Bánh chủ động: o F lim1 1,8HB1 1,8 . 245 441 MPa
-
Bánh bị động:
o F lim2 1,8HB2 1,8 . 230 414 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
-
Tính tốn sơ bộ : H o H lim
0,9 K HL
với sH 1,1 (Thép 45 tôi cải thiện) nên
sH
K
1
H 1 0 H lim1 HL1 560
509,09 MPa
1,1
sH
K
1
H 2 0 H lim 2 HL 2 530
481.82 MPa
1,1
sH
-
H 1 H 2 509,09 481,82
H
495,45 MPa
2
2
Ứng suất uốn cho phép :
F
o F lim K FC
sF
K FL
Với K FC 1 (do quay 1 chiều), sF 1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)
441
F1
.1 252 MPa và
1,75
414
F 2
.1 236,57 MPa
1,75
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 14
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:
H 2,8 ch2 2,8.450 1260Mpa
max
- [ F1 ]max 0,8 ch1 0,8.580 464Mpa
[ F2 ]max 0,8 ch2 0,8.450 360Mpa
2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:
aw Ka u1 1 3
T2 K H
2
ba H u1
43 4 1 3
88 451,83 .1,05
133 mm
0,4 . 495.452 . 4
Với:
Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu
(*)).
T1=88 451,83Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.
ba 0,4 ; bd 0,53 ba (u1 1) 0,53.0,4.(4 1) 1,06
KH 1,05 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với
bd 1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*).
Với kết quả aw tính đƣợc ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw=160mm.
2.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp:
mn 0,01 0,02 aw 1,6 3,2 mm , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn
mn 2, 5 mm
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 100
Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:
z1
2aw .cos 2.160.cos(10)
25,2 lấy z1=25 (răng)
mn (u 1)
2,5.(4 1)
Số răng bánh lớn: z2 u1.z1 4.25 100 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực : um
z2 100
4 u1
z1 25
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 15
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
Góc nghiêng răng: arccos
mn u 1 z1
2aw
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
arccos
2,5. 4 1 . 25
2 .160
12,430
2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
H
Z M Z H Z
dw1
2T1K H um 1
bw u
Trong đó:
ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài
liệu (*)).
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)
ZH
2 cos b
2 cos11,670
1,73
sin 2 t w
sin 2.20,440
Với: b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
b acrtg[cos(t ).tg ]=acrtg[cos(20.440 ).tg12,430 ]=11,670 với bánh răng nghiêng
tg
tg 200
không dịch chỉnh t tw acrtg[
]=acrtg[
] 20,440 (với t là góc
0
cos
cos12,43
profin răng và tw là góc ăn khớp)
Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định nhƣ sau:
-
Hệ số trùng khớp doc:
-
Hệ số trùng khớp ngang:
[1,88 3,2(
-
bw .sin( ) aw . ba .sin( ) 160.0,4.sin(12.430 )
1.75 1
m
m
.2,5
1 1
1
1
)].cos =[1,88 3,2(
)].cos(12,430 ) 1,68
z1 z2
25 100
Do đó theo cơng thức (6.36c) tài liệu (*): Z
1
1
0.77
1,68
KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H K H K H K Hv
-
K H 1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 16
Đồ án Chi Tiết Máy
-
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:
v
d w1.n1
60000
động d w1
-
Đề số 4 – Phƣơng án 1
.64.355
60000
1.19 (m / s) . Trong đó đƣờng kính vịng lăn bánh chủ
2aw
2.160
64 (mm) .
um 1 4 1
Với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9 ta chọn
K H 1,13 .
-
Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có: H H .g0 .v. aw / um 0,002.73.1,19. 160 / 4 1,1
với H 0,002 : hệ số kể đến ảnh hƣởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*));
g0=73: hệ số kể đến ảnh hƣởng của sai lệch bƣớc răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu
(*)).
vH .bw .d w1
1,1.64.64
1
1.02
2.T2 .K H .K H
2.88 451,83.1,05.1,13
-
K Hv 1
-
Vậy K H K H .K H .K HV 1,05.1,13.1,02 1.21
Đƣờng kính vịng lăn bánh nhỏ: d w1
2aw
2.160
64mm
um 1 4 1
Bề rộng vành răng : bw aw . ba 0,4.160 64 (mm)
H
Z M Z H Z
dw1
2T2 K H um 1
bw um
274.1,73.0,77 2.88451,83.1,21. 4 1
368,75 MPa (1)
64
64.4
Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Z v=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp
chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95;
với vịng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):
[ H ]cx [ H ].ZV Z R K xH 495,5.1.0,95.1 470,7 Mpa (2)
Nhƣ vậy từ (1) và (2) ta có: H [ H ] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.2.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 17
Đồ án Chi Tiết Máy
-
Đề số 4 – Phƣơng án 1
Điều kiện bền uồn F
2T2YF1 Ft K FY Y
bwd w1mn
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
F
Xác định số răng tƣơng đƣơng:
zv1
z1
25
27
3
3
cos cos 12, 430
zv 2
z2
100
107
3
3
cos cos 12, 430
Theo bảng 6.7 tài liệu (*), K F 1,16 ; theo bảng 6.14 với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) và
cấp chính xác 9, K F 1,37 , theo (6.47) tài liệu (*) hệ số
F F .g0 .v. aw / um 0,006.73.1,19. 160 / 4 3,29 (trong đó F 0,006 theo
bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)
K Fv 1
vF .bw .d w1
3,29.64.64
1
1.04
2.T2 .K F .K F
2.88 451,83.1,16.1,37
Vậy K F K H .K H .K HV 1,16.1,37.1,04 1,65
Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu (*)
- Đối với bánh dẫn: YF 1 4
- Đối với bánh bị dẫn: YF 2 3, 6
Y
1
Y 1
1
0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
1,68
0
140
1
12,430
0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140
Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1
(da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):
[ F1 ] [ F1 ].YR .YS .K xF 252.1.1,022.1 257,5Mpa
[ F 2 ] [ F 2 ].YR .YS .K xF 236,57.1.1,022.1 241,77 Mpa
Độ bền uốn tại chân răng:
-
F1
2T2YF1 K FY Y
bwd w1mn
2.88451,83.1,65.4.0,6.0,91
62,25Mpa [ F 1 ] 257,5MPa
64.64.2,5
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 18
Đồ án Chi Tiết Máy
-
F 2 F1
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
3,6
YF 2
62,25.
56 MPa [ F 2 ] 241,77 MPa
4
YF 1
2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1
Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:
H max [ H ]. Kqt 368,75. 1 368,75MPa [ H ]max 1260MPa
Theo (6.49) tài liệu (*):
-
F1max F1.Kqt 62,25.1 62,25 [ F1 ]max 464MPa
-
F 2max F1.Kqt 56.1 56MPa [ F 2 ]max 360MPa
2.2.1.8. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thơng số
Gía trị
Khoảng cách trục
aw2=160mm
Modul pháp
mn=2,5mm
Chiều rộng vành răng
bw3=64+5=69 và bw4=64
Tỷ số truyền
um=4
Góc nghiêng răng
β=12,43
Số răng bánh răng
z1=25
z2=100
Hệ số dịch chỉnh
x1=0
x2=0
Đƣờng kính vịng chia
d1=m.z1/cosβ=64
d2=256
Đƣờng kính đỉnh răng
da1=d1+2m=69
da2=261
Đƣờng kính đáy răng
df1=d1-2,5m=57,75
df2=249,75
Góc profin răng
t 20,440
Góc ăn khớp
w 20,440
2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
2.2.2.1. Chọn vật liệu:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, khơng có u cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài
liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng nhƣ sau:
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 19
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Bánh chủ động: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa,
σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
Bánh bị động: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa,
σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép:
Số chu kì làm việc cơ sở:
-
N HO1 30HB12,4 30.2602,4 1,87.107 chu kì
-
N HO 2 30HB22,4 30.2302,4 1,40.107 chu kì
-
N FO1 N FO 2 4.106 chu kì
-
Tuổi thọ: Lh 5.250.2.8 20000 giờ
Số chu kì làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng
m /2
-
-
Ti H
N HE1 60c
ni ti
Tmax
3
T 3 60
0,82T 12
. 355 . 20000
60 .1.
T 60 12 T 60 12
39,41.10 7 chu kì
N HE 2
N HE1 39,41.107
9,85.107 chu kì
u
4
m
-
-
T H
N FE1 60c i ni ti
Tmax
6
T 6 60
0,82T 12
.355.20000
60 .1.
T 60 12 T 60 12
37,66.10 7 chu kì
N FE 2
N FE1 37,66.107
9,41.107 chu kì
4
u
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 20
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
-
N HE1 N HO1
N HO 2
N
Ta thấy HE 2
nên chọn N HE N HO để tính tốn.
N
N
FE1
FO1
N N
FO 2
FE 2
-
Suy ra KHL1 KHL 2 KFL1 KFL 2 1
ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0 H lim 2HB 70 ; SH=1,1
-
Bánh chủ động: 0 H lim1 2HB1 70 2.245 70 560 MPa
-
Bánh bị động: 0 H lim2 2HB2 70 2.230 70 530 MPa
Giới hạn mỏi uốn: 0 F lim 1,8HB
-
Bánh chủ động: o F lim1 1,8HB1 1,8 . 245 441 MPa
-
Bánh bị động:
o F lim2 1,8HB2 1,8 . 230 414 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
-
Tính tốn sơ bộ : H o H lim
0,9 K HL
với sH 1,1 (Thép 45 tôi cải thiện) nên
sH
K
1
H 1 0 H lim1 HL1 560
509,09 MPa
sH
1,1
K
1
H 2 0 H lim 2 HL 2 530
481.82 MPa
sH
1,1
-
H 1 H 2 509,09 481,82
H
495,45 MPa
2
2
Ứng suất uốn cho phép :
F
o F lim K FC
sF
K FL
Với K FC 1 (do quay 1 chiều), sF 1,75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 21
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
441
F1
.1 252 MPa và
1,75
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
414
F 2
.1 236,57 MPa
1,75
ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:
H 2,8 ch2 2,8.450 1260Mpa
max
- [ F1 ]max 0,8 ch1 0,8.580 464Mpa
[ F2 ]max 0,8 ch2 0,8.450 360Mpa
2.2.2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm
ba 0,28 , bd 0,53 ba (u1 1) 0,53.0,28.(4 1) 0.74
KH 1,04 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với
bd 1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*).
2.2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp:
mn 0,01 0,02 aw 1,6 3,2 mm , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*)
chọn mn 2, 5 mm
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 100
Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:
z1
2aw .cos 2.140.cos(10)
25,2 lấy z1=25 (răng)
mn (u 1)
2,5.(4 1)
Số răng bánh lớn: z2 u1.z1 4.25 100 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực : um
Góc nghiêng răng: arccos
z2 88
4 u1
z1 22
mn u 1 z1
2aw
arccos
2,5. 4 1 . 25
2 .160
12,430
2.2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 22
Đồ án Chi Tiết Máy
Đề số 4 – Phƣơng án 1
H
Z M Z H Z
dw1
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
2T1K H um 1
bw u
Trong đó:
ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài
liệu (*)).
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)
ZH
2 cos b
2 cos11,670
1,73
sin 2 t w
sin 2.20,440
Với: b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
b acrtg[cos(t ).tg ]=acrtg[cos(20.440 ).tg12,430 ]=11,670 với bánh răng nghiêng
không dịch chỉnh t tw acrtg[
tg
tg 200
]=acrtg[
] 20,440 (với t là góc
0
cos
cos12,43
profin răng và tw là góc ăn khớp)
Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định nhƣ sau:
-
Hệ số trùng khớp doc:
bw .sin( ) aw . ba .sin( ) 160.0,28.sin(12.430 )
1.23 1
m
m
.2,5
-
Hệ số trùng khớp ngang:
[1,88 3,2(
-
1 1
1
1
)].cos(12,430 ) 1,68
)].cos =[1,88 3,2(
z1 z2
25 100
Do đó theo cơng thức (6.36c) tài liệu (*): Z
1
1
0.77
1,68
KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H K H K H K Hv
-
K H 1,04 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 23
Đồ án Chi Tiết Máy
-
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:
v
d w1.n1
60000
động d w1
-
Đề số 4 – Phƣơng án 1
.64.1420
60000
4,76 (m / s) . Trong đó đƣờng kính vịng lăn bánh chủ
2aw
2.160
64 (mm) .
um 1 4 1
Với 2,5(m/s)
-
Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:
H H .g0 .v. aw / um 0,002.73.4,76. 160 / 4 4,39 với H 0,002 : hệ số kể
đến ảnh hƣởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*)); g0=73: hệ số kể đến ảnh
hƣởng của sai lệch bƣớc răng banhs1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (*)).
vH .bw .d w1
4,39.45.64
1
1,24
2.T2 .K H .K H
2.22792,22.1,04.1,09
-
K Hv 1
-
Vậy K H K H .K H .K HV 1,04.1,09.1,24 1.4
Đƣờng kính vịng lăn bánh nhỏ: d w1
2aw
2.160
64mm
um 1 4 1
Bề rộng vành răng : bw aw . ba 0,28.160 45 (mm)
H
Z M Z H Z
dw1
2T2 K H um 1
bw um
274.1,73.0,77 2.22 792,22.1,4. 4 1
240 MPa (1)
64
45.4
Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Z v=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp
chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95;
với vịng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):
[ H ]cx [ H ].ZV Z R K xH 495,5.1.0,95.1 470,7 Mpa (2)
Nhƣ vậy từ (1) và (2) ta có: H [ H ] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 24
Đồ án Chi Tiết Máy
-
Đề số 4 – Phƣơng án 1
Điều kiện bền uồn F
2T2YF1 Ft K FY Y
bwd w1mn
GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
F
Xác định số răng tƣơng đƣơng:
zv1
z1
25
27
3
3
cos cos 12, 430
zv 2
z2
100
107
3
3
cos cos 12, 430
Theo bảng 6.7 tài liệu (*), K F 1,11 ; theo bảng 6.14 với v=4,76 (m/s) < 5 (m/s) và cấp
chính xác 8, K F 1,27 , theo (6.47) tài liệu (*) hệ số
F F .g0 .v. aw / um 0,006.73.4,76. 160 / 4 13,18 (trong đó F 0,006 theo
bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)
K Fv 1
vF .bw .d w1
13,18.45.64
1
1,59
2.T2 .K F .K F
2.22792,22.1,11.1,27
Vậy K F K H .K H .K HV 1,11.1,27.1,49 2,1
Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu (*)
- Đối với bánh dẫn: YF 1 4
- Đối với bánh bị dẫn: YF 2 3, 6
Y
1
Y 1
1
0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
1,68
0
140
1
12,430
0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140
Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1
(da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):
[ F1 ] [ F1 ].YR .YS .K xF 252.1.1,022.1 257,5Mpa
[ F 2 ] [ F 2 ].YR .YS .K xF 236,57.1.1,022.1 241,77 Mpa
Độ bền uốn tại chân răng:
-
F1
2TY
1 F1 K F Y Y
bwd w1mn
2.22792,22.2,1.4.0,6.0,91
29Mpa [ F 1 ] 257,5MPa
45.64.2,5
SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418
Trang 25
