đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống truyền động cơ khí đề 01 thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

<span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

Trang 1

LỜI NĨI ĐẦU

Tính tốn và thiết kế cơ khí hỗ trợ bằng máy tính là u cầu khơng thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính tốn thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy... từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.

Nhiệm vụ của chúng em là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối để truyền động đến xích tải.

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần chúng em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính tốn khơng thể tránh được những thiếu sót. Chúng em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cơ giáo.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là giảng viên hướng dẫn Nguyễn Trương Giang đã hướng dẫn tận tình để bọn em có thể hồn thành đồ án mơn học này.

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

Trang 2

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU ... 1

1.1.1. Công suất cần thiết của động cơ: ... 15

1.1.2. Số vòng quay cần thiết của động cơ: ... 15

1.1.2.1. Số vịng quay trên trục cơng tác với hệ dẫn động xích tải. ... 15

1.1.2.2. Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyền: ... 16

1.1.2.3. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ:... 16

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC ... 19

Các yêu cầu chọn loại đai. ... 19

2.1. Chọn loại đai thang: ... 19

2.2. Xác định đường kính bánh đai dẫn: ... 20

2.3. Hệ số trượt và đường kính bị dẫn: ... 20

2.4. Chọn a : ... 21<small>sb</small>2.5. Tính i: ... 21

2.6. Góc ơm α : ... 21<small>1</small>2.7. Các hệ số sử dụng: ... 22

2.8. Tính z: ... 22

2.9. Lực căng ban đầu: ... 22

2.10. Tính chiều rộng B và đường kính ngồi bánh đai: ... 22

2.11. Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn. ... 23

2.12. Tính lực tác dụng lên trục. ... 23

2.13. Ứng suất lớn nhất trong dây đai. ... 23

2.14. Tuổi thọ ... 24

CHƯƠNG 3: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ... 25

Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng ... 25

A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊN... 25

<b>Too long to read onyour phone? Save to</b>

read later on yourcomputer

Save to a Studylist

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

3.5. Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép ... 32

3.6. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc: ... 34

3.7 Kiểm nghiệm về độ bền uốn ... 37

3.8 Một số thông số khác của cặp bánh răng ... 39

3.9 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ... 40

B. BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG... 41

3.5. Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép ... 45

3.6. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc: ... 46

3.7. Kiểm nghiệm về độ bền uốn ... 48

3.8. Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng ... 50

3.9 Phân tích lực tác dụng lên cơ cấu ... 51

CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN ... 52

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

B Kiểm nghiệm then ... 69

CHƯƠNG 5: TÍNH TỐN, CHỌN Ổ LĂN, VÕ HỘP, BƠI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC. ... 71

7.Tính tuổi thọ theo triệu vòng quay ... 72

8.Khả năng tải động tính tốn Ctt ... 73

9.So sánh C với C ... 73<small>tt </small>II. TRỤC II ... 74

1. Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn ... 74

7. Tính tuổi thọ theo triệu vịng quay ... 75

8. Khả năng tải động tính tốn Ctt ... 76

9. So sánh C với C ... 76<small>tt </small>III.TRỤC III ... 78

1. Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn ... 78

2. Xác định phản lực tại các gối đỡ ... 78

3.Chọn cỡ ổ lăn ... 78

4. Chọn Kσ, Kt, V theo điều kiện làm việc ... 79

5 Xác định hệ số X, Y ... 79

6 Tính thời gian làm việc theo triệu vòng quay ... 79

7. Khả năng tải động tính tốn Ctt ... 79 8. So sánh C với C ... 79<small>tt </small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

7.8 Que thăm dầu. ... 87

8 Bôi trơn hộp giảm tốc. ... 87

9 Bôi trơn ổ lăn ... 87

10 Bảng dung sai lắp ghép ... 88

10.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng. ... 88

10.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn ... 88

10.3. Dung sai lắp ghép nắp hộp. ... 88

10.4. Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác ... 89

TÀI LIỆU THAM KHẢO ... 90

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

u Tỉ số truyền của bộ truyền đai 𝑢 Tỉ số truyền hộp giảm tốc

𝑢 Tỉ số truyền chung n vg/ph Số vòng quay truyền động ɳ % Hiệu suất truyền động T N.mm Mômen xoắn

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Ký hiệu Đơn vị Hệ số, đại lư ợng

C Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc L mm Chiều dài đai

Góc chêm đai <small>v</small>

F N Lực căng phụ B mm Chiều rộng vành đai

L h Tuổi thọ đai u Tỉ số truyền

u Tỉ số truyền tính lại

<small>v</small> m/s Vận tốc bánh đai dẫn

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

Trang 7

CHƯƠNG 3: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Ký hiêu Đơn vị Hệ số, đại lượng

𝜎 MPa Giới hạn bền 𝜎 MPa Giới hạn chảy HB Độ rắn

[𝜎 ] MPa Ứng suất uốn cho phép [𝜎 ] MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép

ε Hệ số trùng khớp

𝐹 N Lực hướng tâm tác động lên bánh răng 𝐹 N Lực tiếp tuyến tác động lên bánh răng K ,K Hệ số tải trọng tính ứng suất tiếp xúc và uốn K ,K Hệ số chế độ tải trọng

K , K Hệ số tuổi thọ K ,K Hệ số tải trọng động

K ,K Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng K , K Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng N , N Số chu kỳ làm việc tương đương

N , N Số chu kỳ cơ sơ

S ,S Hệ số an tồn khi tính ứng suất tiếp xúc Ѱ Chiều rộng vành răng

Ѱ Hệ số chiều rộng vành răng 𝑎 mm Khoảng cách trục m Môdun

b mm Chiều rộng vành răng Z Số răng

d mm Đường kính vòng chia d mm Đường kính vịng đỉnh d mm Đường kính vịng lăn

d mm Đường kính chân răng d mm Đường kính vịng cơ sở α ° Góc ăn khớp

α ° Góc biến dạng β ° Góc nghiêng răng

Z Hệ số xét đến hình d ạng bề mặt tiếp xúc Z Hệ số xét đến cơ tính v ật liệu

Z Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc E Môđun đàn hồi bánh răng Y Hệ số dạng răng

CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN Ký hiệu Đơn vị Hệ số, đại lượng

d mm Đường kính trục b mm Chi ều rộng then

l mm Chiều dài may ơ bánh đai và bánh răng

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

Trang 8

F mm Lực vòng tác d ụng lên bánh dẫn và bánh bị dẫn F N Lực hướng tâm tác dụng lên bánh dẫn và bánh bị dẫn F N Lực vòng tác dụng lên ổ lăn

F N Lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn F N Lực dọc trục tác dụng lên bánh dẫn và bánh bị dẫn M N.mm Mômen tương đương tại tiết diện j

d mm Đường kính trục tại tiết diện j W mm Mômen cản uốn tại tiết diện j W mm Mômen cản xoắn tại tiết diện j S Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

S Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp τ MPa Ứng suất xoắn

ψ , ψ ^{Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ}_{bền mỏi}t Chiều sâu rãnh then

l Chiều dài tính tốn của trục CHƯƠNG 5: TÍNH TỐN, CHỌN Ổ LĂN Ký hiệu Đơn vị Hệ số, đại lư ợng

L Giờ Tu ổi thọ ổ tính bằng giờ F N Lực hướng tâm tác dụng lên trục F N Lực dọc trục Q N Tải trọng quy ước X,Y Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

V Hệ số tính đến vịng nào quay L ^Triệu_vòng Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vịng quay n vg/ph Số vòng quay giới hạn

C Khả năng tải động của ổ C Khả năng tải tĩnh của ổ

D mm Đường kính con lăn

CHƯƠNG 6: VỎ HỘP, BƠI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC

Ký hiệu Đơn v ị Hệ số, đại lư ợng δ mm Chiều dày thân hộp

δ mm Chiều dày nắp hộp e mm Gân tăng cứng h mm Chiều cao d mm Bulông nền d mm Bulông cạnh ổ

d mm Bulơng ghép nắp bích và thân

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

Trang 9

d mm Vít ghép nắp ổ d mm Vít ghép nắp cửa thăm K mm Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ S mm Chiều dày bích thân hộp S mm Chiều dày bích nắp hộp K mm Bề rộng nắp bích và thân E mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ S mm Chiều dày khi khơng có phần lồi

∆ mm Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp ∆ mm Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Z Số lượng bulông

K<small>2 </small> mm Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ <small>t</small> mm Khe hở giữa mặt bên các bánh răng

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

Trang 10

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP

TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY

…...

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Sinh viên thực hiện: 1/ Nguyễn Đông Triều MSV: 19519661 2/ Phạm Hoài Nam 19513741

3/ Bùi Duy Toàn 19468991 Lớp học phần: DHCT15A - 420300290715

Giáo viên hướng dẫn: TS.NGÔ TIẾN HỒNG Ký tên: ………

Lực vịng trên xích tải, F (N): 4000 Vận tốc xích tải, v (m/s): 0.65 Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng): 9 Bước xích tải, p (mm): 110 Thời gian phục vụ, L (năm): 7

Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

Trang 11

Chế độ tải: T = T <small>1 </small> t = 58<small>1 </small>T<small>2 </small>= 0,7T t = 12<small>2 </small>

Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi

Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc Tính tốn thiết kế trục và then

Chọn ổ lăn và khớp nối Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

4. Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép. 5. Tài liệu tham khảo.

BẢNG SỐ LIỆU

Phương án _(N)^F _(m/s)^v (răng) ^z (mm) ^pL

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

Trang 14 NỘI DUNG

Tính tốn, thiết kế các loại bộ truyền.

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai.

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng.

Chương 4: Tính tốn, thiết kế trục và then.

Chương 5: Tính tốn, chọn ổ lăn, bơi trơn, vỏ hộp số và các chi tiết tiêu chuẩn khác.

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

Trang 15

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1. Chọn động cơ:

1.1.1. Công suất cần thiết của động cơ:

Chế độ tải không thay đổi nên công suất làm việc như sau:

Trị số hiệu suất các bộ truyền (Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1]) + Bộ truyền bánh răng trụ được che kín: η = 0.96 <small>br </small>

+ Một cặp ổ lăn: η = 0.99 <small>ol </small> + Khớp nối: η = 1 <small>kn </small> + Bộ truyền đai: η = 0.95 <small>d </small> Hiệu suất của hệ dẫn động: η = η<small>br</small>²×η<small>ol</small>⁵×η ×η<small>dkn </small>

η = 0.96<small>2 </small>×0.99<small>5</small>×0.95×1= 0.83 Cơng suất cần thiết của động cơ:

P ≥ P _đc _ct P<small>ct </small>=^P<small>t</small>

<small> η </small>(kW) P<small>ct </small>= ^.

<small>.</small> =3 (kW)

1.1.2. Số vòng quay cần thiết của động cơ: 1.1.2.1. Số vòng quay trên trục cơng tác với hệ dẫn động xích tải. η = _lv ^60000v_zt

η_lv=^60000×0.65

<small>9×110</small> =39.39 (v/ph) Trong đó:

+ v - vận tốc băng tải, v=0.65 m/s + z - số răng đĩa xích tải, z=9

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

Trang 16

+ t - bước xích của xích tải, t=110 mm 1.1.2.2. Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyền: (Chọn từ bảng 2.4 trang 21 liệu [1]) Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:

u<small>hgt</small> = (8...40) Tỉ số truyền bộ truyền ngoài (bộ truyền đai): u<small>ng</small> = u<small>d</small> = (3...5) Tỉ số truyền sợ bộ:

u<small>sb</small> = u<small>hgt</small>×u<small>d</small> = (8...40)×(3...5) = (24...200)

Bảng 1.1: Tỉ số truyền động cơ khí 1.1.2.3. Số vịng quay sơ bộ trên trục động cơ:

n<small>sb</small> = u<small>sb</small>×η<small>lv</small> = (24...200)×39.39 = (945.36...7878) (v/ph)

1.1.3. Chọn động cơ:

Tính được ở trên: P<small>ct</small> = 3 kW n<small>sb </small>= (945.36...7878) (v/ph) Dựa vào phụ lục bảng P1.3 trang 236 tài liệu [1]

Ta chọn động cơ 4A Kiểu động cơ 4A112MB6Y3 Có thơng số như sau:

P = 4 kW η<small>đc</small> = 950 v/ph cosφ= 0.81 η<small>l % </small>= 82% ^T_T^max

<small>dn</small> = 2.2 _T^T^k<small>dn</small> = 2 1.2. Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: u<small>ch </small>= ⁿ_n^dc<small>lv</small> =

<small>.</small> = 24.12

Phân phối tỉ số truyền của hệ cho các bộ truyền: (tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1]) + Hộp giảm tốc: u<small>hgt </small>= 8

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

Trang 17

u<small>1</small>=3.3 u<small>2</small>=2.42 + Đai: u<small>đ </small>= _u^u^ch

P<small>3</small>= ^P^lvη_ol×η_kn⁼

0.99×1^{= 2.62 (kW)}Công suất trên trục 2:

P<small>2</small>= ^P³η ×η_ol _br⁼

0.99×0.96^{= 2.75 (kW)}Cơng suất trên trục 1:

P₁= ^P²η ×η_ol _br⁼

0.99×0.96^{= 2.89 (kW)}Công suất thực tế trên trục động cơ:

P<small>đc</small>= ^P¹η ×η_ol _d⁼

0.99×0.95^{= 3.1 (kW)}1.3.2. Số vòng quay:

Số vòng quay trên trục động cơ: n<small>đc</small> = 950 (v/ph)

Số vòng quay trên trục 1: n<small>1 </small>= ⁿ_u^đc

<small>d</small> = _. = 315.1 (v/ph) Số vòng quay trên trục 2:

n<small>2 </small>= ⁿ_u¹

<small>1</small> = _. ^. = 95.5 (v/ph) Số vòng quay trên trục 3:

n<small>3 </small>= ⁿ_u²<small>2</small> = ^.

<small>.</small> = 39.5 (v/ph) Số vịng quay trên trục cơng tác:

n<small>ct </small>= n<small>3</small> = 39.5 (v/ph)

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

T<small>đc </small>=^9.55×10<small>6</small>×P<small>đc</small>n<small>đc</small>

950 ^{= 31000 (N.mm)}Momen xoắn trên trục 1:

T<small>1 </small>=^9.55×10<small>6</small>×P<small>1</small>n<small>1</small> =^9.55×10

313.1 ^{= 88150 (N.mm)}Momen xoắn trên trục 2:

T<small>2 </small>=^{9.55×10 ×P}<small>6</small>

<small>2</small>n<small>2</small> =^9.55×10

95.5 ^{= 279000 (N.mm)}Momen xoắn trên trục 3:

T<small>3 </small>=^{9.55×10 ×P}<small>6</small>

39,5 ^{= 633443.04 (N.mm)} Momen xoắn trên trục cơng tác:

T<small>ct </small>=^9.55×10<small>6</small>×P<small>lv</small>n<small>ct</small> =^9.55×10

39.5 ^{= 628607.6(N.mm)}Bảng 1.3 Bảng thông số động học của hệ thống dẫn động

Động

cơ ^{Trục 1} ^{Trục 2} ^{Trục 3} ^{rục công tác}Tỉ số truyền

U<small>d</small> =3.39 U<small>1</small> =3.3 U<small>2</small>=2.42 U = 1 <small>kn</small>Công suất (kW)

3.1 2.89 2.75 2.62 2.6 Số vòng quay n (v/ph) 950 315.1 95.5 39.5 39.5 Momen xoắn (N.mm) 31000 88150 279000 633443.04 628607.6

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

Trang 19

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

Các yêu cầu chọn loại đai.

- Với vận tốc làm việc bằng 0,6 m/s nhỏ hơn 10 đến 15 m/s nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngồi lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa( ở xích ống ) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa ( ở xích con lăn). Kết quả là độ bền mịn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó khơng phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi. Nó thích hợp khi vận tốc làm việc dưới khoảng 10 đến 15 m/s. nên ưu tiên dùng xích một dãy, nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nếu dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khn khổ của bộ truyền.

2.1. Chọn loại đai thang: Dựa theo thông số:

+ Công suất thục tế trên đọng cơ: 𝑝 = ^P¹

𝜂 . 𝜂 ⁼2,89

0,99.0,95⁼^{3.1 kW} + Vòng quay trên trục động cơ : n<small>đc</small> = 950 v/ph Tra hình 4.22 trang 152 tài liệu[3]

=> chọn đai B

Hình 3: Lựa chọn loại đai theo cơng suất và số vịng quay

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

Trang 20

2.2. Xác định đường kính bánh đai dẫn: Tra bảng 4.3/Trang 128 tài liệu[3]: d<small>lmin</small> = 140 mm

Vận tốc đai dẫn: v<small>1</small>=^πd<small>1n</small>

<small>60000</small>=^π×180×950₆₀₀₀₀ = 8.95 m/s < 25 m/s (thoả điều kiện) 2.3. Hệ số trượt và đường kính bị dẫn:

Chọn hệ số trượt tương đối ε = 0.01 Công thức trang 133 tài liệu[3] d<small>2</small> = d<small>1</small>×u<small>d</small>(1−ε ) (mm)

d<small>2</small> = 180×3.015×(1−0.01) = 537.273 (mm) Chọn d<small>2</small> = 560 mm.

u' = ^d<small>2d1×(1 ε)</small> u' = _{180×(1 0.01)}⁵⁶⁰ = 3.14 ∆u = ^{u u'}_u ×100%

∆u = ^3.015_3.015 ^. ×100% = 4.14% (∆u 5% thỏa điều kiện) ≤

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

Trang 21

2.4. Chọn a<small>sb</small>:

Chọn a theo bảng trang 153 tài liệu [3]

Bảng 2.2: Bảng khoảng cách trục a cho trước theo kết cấu hoặc chọc sơ bộ theo d<small>2</small>.

2×(d<small>1</small>+d<small>2</small>) ≥ a ≥ 0.55×(d<small>1</small>+d<small>2</small>)+h 1480 ≥ 𝒂 ≥ 417.5

u<small>đ</small> = 3.015 => Chọn a<small>sb </small>(u ~ 3): a<small>sb</small> = d<small>2</small> = 560 mm L = 2a<small>sbsb</small>+^π(d<small>1+d</small>₂<small>)</small>

<small>2</small> +^(d<small>2d</small>₁<small>)24asb</small> L<small>sb</small>=2×560+^{π 180+560}⁽ ⁾

<small>2</small> +^{(560 180)}_4×560 ² = 2346.85 mm

Chọn L<small>sb</small> = 2240 mm

L chọn theo tiêu chuẩn: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500,…. trang 128 tài liệu [3]

Tính chính xác lại a: a =^{K+ K}₄² ^8∆² (mm) a = ^{1077.61+ 1077.61}² ^8×190²

<small>4</small> = 503 (mm)

Với K = L − ^π(d¹₂^+d²⁾ = 2240 − ⁽ = 1077.61 (mm) ⁾ ∆ =^d<small>2d1</small>

<small>2</small> =^{560 180}

<small>2</small> = 190 (mm) Kiểm nghiệm a:

2×(d<small>1</small>+d<small>2</small>) ≥ a ≥ 0.55×(d<small>1</small>+d<small>2</small>)+h 1620 ≥ a ≥ 456

a = 503 (mm) thỏa điều kiện 2.5. Tính i:

i=_L^v< [i =10s] <small>-1</small> i=⁸⁹⁵⁰

<small>2240</small>= 4 s<small>-1</small> (thỏa điều kiện) 2.6. Góc ôm α<small>1</small>:

α₁= 180 − 57×^d<small>2d</small>₁<small>a</small> >120°

α<small>1</small>=180 − 57×^{560 180}₅₀₃ =137°>120° (thoải điều kiện)

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

Trang 22

2.7. Các hệ số sử dụng: C<small>α</small>: hệ số ảnh hưởng của góc ơm α<small>1 </small>

C<small>α </small>= 1.24 × (1-e<small>-α1/110</small>) = 1.24 × (1-e<small>-137/110</small>) = 0.88 C<small>u</small>: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

C<small>v</small> = 1-0.55(0.01V<small>1</small>-1)=1 2.8. Tính z:

Trị số cơng xuất cho phép P<small>o </small>đối vơi đai thang thường P<small>o</small> = 3.118 kW

Tra bảng trang 152 tài liệu[3], với z = [2;3] chọn C<small>z</small> = 0.95 CT: z ≥ ^P<small>đ</small>

<small>[Po]CαC</small>_u<small>C</small>_l<small>C</small>_z<small>C</small>_v Ta có: z ≥ ⁴

<small>3.118×0.88×1×1×1.14×0.95</small> ≥ 1.48 Lấy z = 2

2.9. Lực căng ban đầu:

𝑭_𝟎= 𝟐. 𝑨. [𝝈] = 2.138.1,5 = 414 (N) Trong đó [𝝈] ≤ 1,5 MPa ứng suất căng đai ban đầu cho phép-trang 139, tài liệu[3]A = 138 (mm<small>2</small>) là tiết diện đai. Bảng 4.13, trang 59, tài liệu [3]

Lực căng mỗi dây đai: <small>𝑭𝟎𝒛</small> = ^𝟒𝟏𝟒

<small>𝟐</small> = 207 (N) Lực vịng có ích: F<small>t</small> = <small>𝟏𝟎𝟎𝟎.𝑷𝟏</small>

= <small>𝟏𝟎𝟎𝟎.𝟐,𝟖𝟗</small>

<small>𝟖,𝟗𝟓</small> = 322 (N) Lực vòng trên mỗi nhánh đai: ^𝑭<small>𝒕</small>

<small>𝟐</small> = ^𝟑𝟐𝟐

<small>𝟐</small> = 161 (N) 2.10. Tính chiều rộng B và đường kính ngoài bánh đai:

Với e=12.5, t=19, h<small>o</small>=4.2 tra Bảng 4.4/Trang 130 tài liệu[3]

Bảng 2.3: Kích thước bánh đai thang.

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

Trang 23

Chiều rộng bánh đai:

B = (z − 1)t + 2e B = (2 – 1)×19 + 2×12.5 = 44 (mm)

Đường kính ngồi bánh đai: d = d + 2h<small>ao </small> + Bánh dẫn:

d = d + 2h = 180 + 2×4.2 = 188.4 (mm) <small>a1o</small> + Bánh bị dẫn:

<small>tt</small>F Ff

F F⁼ ^ln<small>.</small>

<small>.</small> = 5,95.10 <small>-3</small>– Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn.

f f = 5,95.10 . sin(20 ) = 2,035.10 <small>-3o-3 </small>

2.12. Tính lực tác dụng lên trục. Cơng thức 4.26, Trang 137, tài liệu [3]

𝐹 = 3𝐹 ⋅ sin = 3.414.sin( ) = 1155,58 (N)

2.13. Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

𝜎 = 𝑃 ⋅ 𝑣 ⋅ 10 = 1000.8,95.10 = 8,95.10 <small>-6-3</small> P=1000 (kg/m ) <small>3</small> Tra bảng trang 140, tài liệu[3]

Ứng suất lực căng ban đầu gây nên. 𝜎 = _. =

<small>.</small> = 1,5 (MPa) Ứng suất có ích sinh ra trong đai.

𝜎 = _. =

<small>.</small> = 1,17 (MPa) Ứng suất uốn.

𝜎 = ^. ⋅ 𝐸 = ^. ⋅ 100 = 4,4 (MPa) y<small>0</small> tra bảng 4.3 trang 128 tài liệu[3]

E = 100 300 N/m ÷

𝜎 = 𝜎 + 0,5𝜎 + 𝜎 + 𝜎 = 1,5 + 0,5.1,17 + 8,95.10 +4,4 <small>-3</small>

= 6,494 (MPa)

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

m = 8 ; 𝜎 = 9 Tra bảng trang 146 tài liệu [3]

Bảng 2.4 Giới hạn mỏi của các loại đai

BẢNG 2.5. THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI HÌNH THANG

Thơng số Kí hiệu Trị số Đơn vị Loại đai và tiết diện đai Đai thang thường, tiết diện B

Chiều dài đai L 2240 mm Khoảng cách trục a 503 mm Góc ơm trên bánh dẫn α 137 <small>o </small>

Chiều rộng các bánh đai B 44 mm Đường kính các bánh đai ^d¹

180 560

mm mm Đường kính ngồi các bánh đai ^d<small>a</small>

188.4 568.4

mm mm Lực hướng tâm tác dụng lên trục F<small>r</small> 810.88 N

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

Trang 25 CHƯƠNG 3: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Bộ truyền bánh răng trụ hai cấp Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng

A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊN 3.1.Chọn vật liệu

Tra ở bảng 6.1/Trang 92, tài liệu [1]

Bảng 3.1: Cơ tính của một số vật liệu chế tọa bánh răng

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

Trang 26

3.1.1Bánh nhỏ Z<small>1 </small>Nhãn hiệu thép: 45.

Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện. Độ cứng HB = 192 240 => HB = 240 ÷ <small>1 </small>Giới hạn bền: 𝜎 = 750 MPa Giới hạn chảy: 𝜎 = 450 MPa 3.1.2. Bánh lớn Z<small>2 </small>

Nhãn hiệu thép: 45

Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện. Độ cứng HB = 192 240 => HB = 230 ÷ <small>2 </small>Giới hạn bền: 𝜎 = 750 MPa Giới hạn chảy: 𝜎 = 450 MPa

3.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] và ứng suất uốn cho phép [σ ] <small>HF</small>Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép[σ ] Công thức trang 91 tài liệu [1] <small>H</small>[σ<small>H</small>]= σ<small>O</small>

<small>H lim.</small> .𝑍 𝑍 𝐾 𝐾

[σ_F]= σ<small>O</small>

<small>F lim</small>. . 𝑌 𝑌 𝐾 𝐾 𝐾 Chọn sơ bộ

[σ<small>H</small>]= σ_{H lim}^O <small>.</small>[σ_F]= σ<small>O</small>

<small>F lim</small>.

S<small>H , S</small>_F<small>:</small> là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra bảng 6.2, trang 94, tài liệu[1] được:

-Bánh chủ động <small>S</small>_H₁= 1,1 ; <small>S</small> ₁= 1,75 -Bánh bị động <small>S</small>_H₂= 1,1 ; <small>S</small> ₂= 1,75 Trong đó: σ<small>O</small>

<small>H lim</small>,σ<small>O</small>

<small>H lim</small> là ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phep ứng với số chu kỳ cơ sơ. Tra bảng [6.2] trang 94[1]

σ<small>H lim</small>^O = 2HB + 70 σ<small>F lim</small>^O = 1,8HB - Bánh chủ động

σ^O<small>lim1</small>= 2HB<small>1</small> + 70 = 550 MPa σ^O<small>Flim1</small>= 1,8HB<small>1</small>= 432 Ma

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

Trang 27

- Bánh bị động

σ^O<small>lim2</small>= 2HB<small>2</small> + 70 = 530 MPa σ<small>F</small>^O<small>lim2</small>=1,8HB<small>2</small>= 414 MPa

Bảng 3.2: Trị số 𝜎 𝑣à 𝜎 ứng với số chu kỳ cơ sở +Hệ số tuổi thọ: Công thức 6.3/6.4 trang 91 tài liệu [1]

- K<small>HL</small>=

- <small>KFL</small>= <small>FFEFO</small>

N Trong đó :

m_H, m_F: bậc của đường cong mỏi. Bánh răng có HB<350, m_H=m_F=6 Theo công thức (6.5) trang 93 tài liệu [1]

-N<small>HO</small>,N<small>FO</small> là số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

- Bánh chủ động

N<small>HO1</small>= 30HB₁<small>2,4</small>= 15474913,67 N<small>FO1</small>= 4.10<small>6</small>

- Bánh bị động

N<small>HO2</small>=30HB₂<small>2,4</small> = 13972305,13 N<small>FO2</small>=4.10<small>6</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

Trang 28

-N_HE, N_FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất. Công thức (6.7/6.8) trang 93 tài liệu [1]

N_HE=60c∑ 𝑛 𝑡 N_FE= 60c∑ 𝑛 𝑡 c: số lần ăn khớp trong một vòng quay. c = 1

n: vận tốc vòng của bánh răng n= 315,1 v/phút t :tổng sớ giờ làm việc của răng t = L =33600 giờ<small>h</small>

3.2.1. Bánh chủ động:

𝑁 = 60𝑐𝛴 𝑇( ⁄𝑇 ) 𝑛 𝑡 - theo công thức (6.7) trang 93 tài liệu [1] 𝑁 = 60𝑐𝛴 𝑇( ⁄ 𝑇 ) 𝑛 𝑡 - theo công thức (6.8) trang 93 tài liệu [1] N = 60cƸ T( ⁄ T ) n t

= 60.1.315,1.33600. . 58 + ^, . 12 N = 3,945. 10

N = 60cƸ T( ⁄ T ) n t

= 60.1.315,1.33600. . 58 + ^, . 12

𝑁 = 3,78. 10 3.2.2. Bánh bị động:

𝑁 = 60𝑐 𝑛⁄ 𝑢 Ƹ(𝑇⁄ 𝑇) 𝑡

= 60.1. _,^, . 33600. . 58 + ^, . 12

𝑁 =1.2×10

𝑁 = 60𝑐 𝑛⁄ Ƹ(𝑇 𝑇𝑡 ⁄ ) 𝑡 = 60.1. ^,

<small>,</small> . 33600. . 58 + ^, . 12 𝑁 = 1.14 × 10

Theo trang 94 tài liệu [1]: Bánh chủ động:

-𝑁 > 𝑁 lấy 𝑁 = 𝑁 do đó 𝐾 = 1 -𝑁 > 𝑁 lấy 𝑁 = 𝑁 do đó 𝐾 = 1 Bánh bị động:

-𝑁 > 𝑁 lấy 𝑁 > 𝑁 do đó 𝐾 = 1

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

Trang 29

-𝑁 > 𝑁 lấy 𝑁 > 𝑁 do đó 𝐾 = 1 Thay số vào công thức được:

-Bánh chủ động:

[𝜎 ] = ^° 𝐾 = _, . 1 = 500 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = ^° 𝐾 =

<small>,</small> . 1 = 246,86 𝑀𝑃𝑎 -Bánh bị động:

[𝜎 ] = ^° 𝐾 = _, . 1 = 481,82 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = ^° = _, . 1 = 236,57 𝑀𝑃𝑎

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng - theo công thức (6.12) trang 95 tài liệu [1]

[𝜎 ] =^[ ^{] [} ^]= ^.= 491 𝑀𝑃𝑎 3.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

𝑎 = 𝐾 (𝑢 + 1) _[ _] ^ - theo công thức (6.15a) trang 95 tài liệu [1]

-K<small>a</small>: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng: K<small>a</small>=43MPa – tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1]

Bảng 3.3: Trị số của các hệ số K<small>a</small>, K<small>d</small>, và Z<small>M</small>.

-T<small>1</small>: momen xoắn trên trục chủ động. T<small>1</small>=88150 Nmm -[𝜎 ] :ứng suất tiếp xúc cho phép. [𝜎 ] = 491𝑀𝑃𝑎 -u: tỷ số truyền. u= 3,3

-𝜓 , 𝜓 : hệ số chiều rộng vành răng.

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

Trang 30

Theo bảng 6.6 trang 97 tài liệu [1]. Chọn 𝜓 = 0,25 ÷ 0,4. Chọn 𝜓 = 0,3

Bảng 3.4: Trị số các hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓Theo công thức (6.16) trang 97 tài liệu [1]:

𝜓 = 0.53𝜓 (𝑢 + 1) = 0,53.0,3. (3,3 + 1) = 0,6837

-𝐾 : hệ sô kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7 Trang 98 tài liệu [1] với 𝜓 = 0,6837; HB<350 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, ta được: 𝐾 = 1,02

Bảng 3.5: Trị số của hệ số phân bố không đề tải trọng trên chiều rộng vành răng K<small>HB</small> và K<small>FB</small>.

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

3.4 Xác định các thông số ăn khớp: 3.4.1Mô đun:

</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">

Trang 32

3.4.4. Xác định góc ăn khớp 𝜶_𝒕𝒘. Theo công thức (6.27) trang 101 tài liệu [1]

Cos𝛼 = 20<small>o </small> tra bảng 6.11 theo TCVN trang 104 tài liệu [1] <small>. .</small>

= ^.( ⁾ = 0,926 𝛼 = 22,18 = 𝛼

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở - theo công thức (6.35) trang 105 tài liệu [1] 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐 tan cos 𝛼( tan 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐 tan cos 22,18 × tan 10 = 9,27°) ( )3.5. Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép

Tỷ số truyền thực tế: 𝑢 = 3,3

Đường kính vòng lăn 𝑑 = = ^._, = 65,1𝑚𝑚 – bảng 6.11/104 tài liệu [1]

Bảng 3.7: Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ. 𝑑 = 2𝑎 − 𝑑 = 2.140 − 65,1 = 214,9𝑚𝑚 – theo bảng 6.11/104 tài liệu [1]

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

[𝛼 ] = [𝛼 ] 𝑍 𝑍 𝐾 [𝛼 ] = [𝛼 ] 𝑌 𝑌 𝐾 Trong đó:

[𝛼 ] 𝑣à 𝛼[ ] là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính

-Z<small>R</small>: hệ số xét đến ảnh hưởng của mặt răng làm việc: Chọn R =10÷40μm => <small>a</small>Z<small>R</small>=0,9

Theo ghi chú trang 91 tài liệu [1]

-Z<small>v</small>: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng v≤5 m/s => Z =1 <small>v</small>Theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

K<small>xH</small>:hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. K =1 <small>xH</small>Theo ghi chú trang 91 tài liệu [1]

-Y<small>R</small>: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: Chọn Y =1 <small>R</small>Theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

-Y<small>S</small>: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất – theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

𝑌 = 1,08 − 0,0695𝑙𝑛(𝑚) Với m = 2mm

[𝛼 ] = 𝛼 ] 𝑌 𝑌 𝐾[ = 246.86.1.1,03.1 = 254,27 𝑀𝑃𝑎 Bánh bị động:

[𝛼 ] = 𝛼 ] 𝑌 𝑌 𝐾[ = 236.57.1.1.03.1 = 243,67𝑀𝑃𝑎

</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">

-Z<small>H</small>: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc – theo công thức (6.33) trang 105 tài liệu [1]

𝑍 = ₍ ₎= ^×₍ _. _,^, _°^°₎= 1,67 -Z<small>ε</small>: hệ số trùng khớp

𝜀 : hệ số trùng khớp ngang – theo công thức (6.38a) trang 105 tài liệu [1]

𝜀 = 1,88 − 3,4 + cos 𝛽 = 1,88 − 3,4 + cos 10 = 1.7 𝜀 : hệ số trùng khớp dọc – theo công thức (6.37) trang 105 tài liệu [1]

𝜀 = = ^× = 1.38 > 1 Do đó:

𝑍 = = 0,77 – theo cơng thức (6.36c) trang 105 tài liệu [1] K<small>H</small>: hệ số tải trọng – theo công thức (6.39) trang 106 tài liệu [1]

</div><span class="text_page_counter">Trang 35</span><div class="page_container" data-page="35">

Trang 35

Bảng 3.8: Trị số cảu hệ số phân bố không đề tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

- K<small>Hv</small>: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp -

Tra bảng 6.13 trang 106 tài liệu [1] với bánh răng trụ răng thẳng và v=0,59m/s, được cấp chính xác của bộ truyền: CCX=9

Bảng 3.9: chọn cấp chính xác theo vận tốc vịng

</div><span class="text_page_counter">Trang 36</span><div class="page_container" data-page="36">

Nội suy tuyến tính được K<small>Hv</small>=1,0114 Thay số được:

K<small>H </small>= K<small>Hβ </small>K<small>Hα </small>K<small>Hv</small>=1,02.1,13.1,0114 = 1,166 -b<small>w</small>: chiều rộng vành răng – theo công thức trang 108

𝑏 = 𝜓 𝑎 = 0.3 × 140 = 42𝑚𝑚 Chọn b<small>w</small>=50mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

Trang 37

Thay số được: 𝛼 = 𝑍 𝑍 𝑍<small>Ƹ</small> ⁽ ⁾

= 274.1,67.0,77. ^. _{. , .}^{. ,} _,⁽^, ⁾

𝛼 = 418 𝑀𝑃𝑎 *Do 𝛼 < [𝛼 ]

Kiểm tra ^[_[^]_] 100% = 100% = 5,4% < 10% (Thỏa)

3.7 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

𝛼 = <small>Ƹ </small> ≤ [𝛼 ] – theo công thức (6.43) trang 106 tài liệu [1]

𝛼 = ≤ [𝛼 ] – theo công thức (6.44) trang 106 tài liệu [1]

-K<small>F</small>: hệ số tải trọng khi tính uốn – theo cơng thức (6.45) trang 109 tài liệu [1] 𝐾 = 𝐾 𝐾 𝐾

-𝐾 :hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng – tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] với ψ = 0,6873 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, <small>bd</small>được 𝐾 = 1,02

-𝐾 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp. 𝐾 = 1,37 với răng thẳng – tra bảng 6.7 trang 107 tài liệu [1] -𝐾 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra phụ lục 2.3 trang 250 tài liệu [1] với: *CCX=9

*HB<350 *Răng nghiêng *v=1,07m/s

Nội suy tuyến tính được 𝐾 = 1,0421 Thay số được

𝐾 = 𝐾 𝐾 𝐾 = 1,37 . 1,02 . 1,0421 = 1,456 -Y<small>Ƹ</small>= _Ƹ =

<small>,</small> = 0,588 – theo công thức trang 108 tài liệu [1]

</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">

Trang 38

-Y<small>β</small>: hệ số kể đến độ nghiêng của rang – theo công thức trang 108 tài liệu [1]

𝑌 = 1 − ^𝛽140°^{= 1 −}

10°140°^{= 0,928}

-𝑌 𝑣à 𝑌 : hệ số dạng răng phụ thuộc số răng tương đương Z<small>v1</small> vàZ<small>v2 </small>– theo công thức trang 108 tài liệu [1]

𝑍 = ^𝑍(cos 𝛽) ⁼

(𝑐𝑜𝑠10) ^{= 33,5}𝑍 = ^𝑍

(cos 𝛽) ⁼106

(𝑐𝑜𝑠10) ^{= 110,98}Z<small>v1</small>= 33,5

Z<small>v2</small>=110,98 x<small>1</small>=0 x<small>2</small>=0

Tra bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1]

Bảng 3.11: Trị số của hệ số dạng răng Y<small>F</small>. Được 𝑌 = 3.8 𝑣à 𝑌 = 3.6

Thay số được

𝛼 = <small>Ƹ </small> = ^. ^{. ,} ^{. ,} ^{. ,} ^{. ,}<small>., .</small> = 81,76 𝑀𝑃𝑎 ≤ 254,27𝑀𝑃𝑎

𝛼 = = ^. ^{× .}<small>.</small> = 103.59 𝑀𝑃𝑎 ≤ 243.67𝑀𝑃𝑎

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

Trang 39

3.8 Một số thông số khác của cặp bánh răng Theo bảng 6.11 trang 104 tài liệu [1] d<small>1</small>= _{( )}= ^×

<small>()</small> =64.99mm (3.32)

d<small>2</small>= _{( )}= ^×₍ ₎ =2157.27mm (3.33)

Đường kính đỉnh răng

d<small>a1</small>=d<small>1</small>+2m = _{( )}+ 2𝑚 = ^×₍ ₎+ 2 × 2 = 68.99𝑚𝑚 (3.34)

d<small>a2</small>=d<small>2</small>+2m =

<small>( )</small>+ 2𝑚 = ^×

<small>()</small>+ 2 × 2 = 219,27𝑚𝑚 (3.35)

Đường kính đáy răng

d<small>f1</small>=d<small>1</small>-2.5m = ^×₍ ₎− 2.5 × 2 =59,99mm (3.36)

d<small>f2</small>=d<small>2</small>-2.5m = ^×

<small>()</small>− (2.5)×2=210,27mm (3.37)

Lực vòng: 𝐹 = 𝐹 = = ^×

<small>,</small> = 2708 𝑁 (3.38)

Lực hướng tâm: 𝐹 = 𝐹 = 𝐹 tan 𝑎 = 2708. 𝑡𝑎𝑛22,18 = 1104 𝑁 Lực: F<small>a1</small>=F =F<small>a2t</small>tan 𝛽 = 2708 × tan 10 = 477 𝑁

</div><span class="text_page_counter">Trang 40</span><div class="page_container" data-page="40">

Số răng Mô đun Hệ số dịch chỉnh Góc ăn khớp Chiều rộng vành răng Đường kính vịng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Lực vòng

Lực hướng tâm Lực F <small>a</small>

𝑎𝑍 𝑍 m x<small>1 </small>x<small>2 </small>a<small>tw </small>b<small>w1 </small>b<small>w2</small>d<small>w1</small>d<small>w2</small>d<small>a1</small>d<small>a2</small>d<small>f1</small>d<small>f2</small>F<small>t</small>F<small>r </small>F<small>a</small>

140mm 32 106 2mm 0mm 0mm 22,18° 50mm 45mm 65.1mm 214.9mm 68.99mm 219,27mm 59.99mm 210,27mm 2708N 1104N 477N

</div>