Danh sách Quiz
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn họcchi tiết máylà một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ
khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.
Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm
quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng
em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “thiết kế hệ thống dẫn động
xích tải”.Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn
có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em
không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến
của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường
có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là
cô Nguyễn Quang Vinh đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
1
ĐỀ 8 PHƯƠNG ÁN 5
Chương I : Chọn động cơ – Phân phối tỷ số truyền
I, Chọn động cơ điện
- Từ số liệu đã cho :
Lực kéo xích tải : P = 990 (kG)
Vận tốc xích tải : V = 0,55 (m/s)
Bước xích tải : t = 24,5 (mm)
Số răng đĩa xích tải : 20
Thời hạn phục vụ : 4 năm
Sai số vận tốc cho phép : 4%
Điều kiện làm việc : tải trọng va đập nhẹ , quay một chiều , xích đặt nghiêng 70
0
- Chế độ làm việc :
Số giờ làm việc thực tế trong ngày : 16h ( 2 ca 8h)
Số ngày làm việc trong năm : 292 ngày
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Ta có : P = 1010 (kG) → F = 10100 (N)
- Trường hợp tải không đổi – công suất tính toán là công suất làm việc trên trục
công tác
P
t
=P
lv
=
F . v
1000
=
1010.0,51
1000
=5 , 44( KW )
- Theo bảng 2.3 (t19) ta chọn hiệu suất của bộ truyền :
Hiệu suất bộ truyền xích (hở ) : η
x
= 0,91
Hiệu suất một cặp ổ lăn : η
ol
=0,99
2
Hiệu suất một cặp bánh răng : η
br
= 0,97
Hiệu suất khớp nối : η
kn
= 1
Vậy hiệu suất chung được tính :
η=(η¿¿ol)
m
.(η¿¿br)
n
.(η¿ ¿x )
q
.(η¿¿ kn)
p
=0,99
4
. 0,97
3
.0,91.1=0,8¿¿¿¿
- Vì tải trọng thay đổi trường hợp này nhiệt độ động cơ tăng giảm tùy theo sự
thay đổi của tải trọng , do đó cần chọn động cơ sao cho trong quá trình làm việc
, lúc chạy quá tải , lúc chạy non tải nhưng nhiệt độ động cơ đạt được trị số ổn
định . Muốn vậy ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi
mà mất mát năng lượng do nó sinh ra tương đương mất mát năng lượng do công
suất thay đổi gây nên trong cùng một thời gian .
Khi đó : P
t
= P
tđ
P
tđ
=P
1
.
√
∑
(P
i
/ P
1
)
2
.t
i
∑
t
i
Suy ra: P
tđ
=
√
P
1
2
.t
1
+P
2
2
. t
2
t
1
+t
2
→ P
tđ
=
√
P
1
2
. t
1
+
(0,7 P¿¿1)
2
.t
2
t
1
+t
2
=
√
5,15
2
.5+(0,7.5,15)
2
.3
5+3
=4,63 (kW )¿
Công suất cần thiết trên trục động cơ :
P
ct
=
P
tđ
η
=
4,63
0,8
=5,79(kW )
Ta có P
ct
nên ta cần chọn động cơ có công suất thỏa mãn điều kiện :
P
đc
≥ P
ct
- Xác định sơ bộ số vòng quay của trục công tác : theo ct (2.17)
n
lv
=
60000.v
z . t
=
60000.0,51
20.24,5
=62,5(v / ph)
3
II, Phân phối tỷ số truyền
- Hệ truyền động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc phân đôi . theo bảng 2.4 ta
chọn sơ bộ :
U
kn
= 1 , u
h
= 10 , u
x
= 2.
u
c
=u
t
=u
kn
.u
h
. u
x
=20
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
u
c
=
n
sb
n
lv
n
sb
=u
c
.n
lv
=20.62,5=1250(v / ph)
- Chọn động cơ : chọn
n
sb
= 1500(v / ph)
- Điều kiện chọn động cơ phải thỏa mãn :
{
P
đc
≥ P
ct
=5,79(kW )
n
đc
≈ n
sb
=1500(v / ph)
- Momen mở máy thỏa mãn điều kiện :
T
mm
T
=
M
mm
M
=1,4 ≤
T
K
T
dn
- Tra bảng phụ lục 1.3 (T237) :
Ta chọn động cơ 4A132M4Y3
P
đc
(kW )
n
đc
(v/ ph)
cosφ
η %
T
K
T
dn
11 1458 0,87 87,5 2
- Tính lại bộ truyền :
u
c
=
n
đc
n
lv
=
1458
62,5
= 23,3
- Chọn tỉ số truyền của hộp là :
u
h
=10
- Tính tỷ số truyền xích ngoài :
u
x
=
u
c
u
h
=
23,3
10
=2,33
- Tra bảng 3.1 (T43) ta có :
4
u
1
=u
n
=3,58
u
2
=u
ch
=2,79
- Tỷ số truyền của xích :
u
x
=2,33
- Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền :
Tỷ số truyền thực tế :
u
t
=u
x
. u
n
.u
ch
=2,33.3,58 .2,79=23,27
∆ u=¿u
t
−u
c
∨
¿
u
c
=¿ 23,27−23,3∨
¿
23,3
=0,12 %<5% ¿¿
→ Thỏa mãn điều kiện cho phép
- Tính toán các thông số trên các trục :
P
t
=P
lv
=5,15(kW )
P
III
=
P
lv
η
x
. η
ol
=
5,15
0,91.0,99
=5,72(kW )
P
II
=
P
III
(η
br
)
2
. η
ol
=
5,72
0,97
2
.0,99
=6,14(kW )
P
I
=
P
II
η
br
. η
ol
=
6,14
0,97.0,99
= 6,39 (kW )
- Tính số vòng quay của các trục:
n
I
=n
đc
=1458(v / p)
n
II
=
n
đc
u
n
=
n
đc
u
1
=
1458
3,58
=407,26(v / p)
n
III
=
n
II
u
ch
=
n
II
u
2
=
407,26
2,79
=145,97(v / p)
n
t
=
n
III
u
x
=
145,97
2,33
=62,65(v / p)
- Tính momen xoắn của trục
T =
9,55.10
6
. P
i
n
i
(N . mm)
T
đc
=
9,55.10
6
. P
đc
n
đc
=
9,55.10
6
.11
1458
=72050,75(N . mm)
5
T
I
=T
1
=
9,55.10
6
. P
I
n
I
=
9,55.10
6
.6,39
1458
=41854,94(N . mm)
T
II
=T
2
=2.T
3
=
9,55. 10
6
. P
II
n
II
=
9,55.10
6
.6,14
407,26
=143979,28 (N .mm)
T
III
=2.T
4
=
9,55.10
6
. P
III
n
III
=
9,55.10
6
.5,72
145,97
= 374227,58(N . mm)
T
t
=
9,55. 10
6
. P
t
n
t
=
9,55.10
6
.5,15
62,65
=785035,91(N . mm)
Bảng tổng hợp chương I :
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
u u
kn
=1 u
n
= 3,58 u
ch
= 2,79 u
x
=2,33
n(v/p) 1458 1458 407,26 145,97 62,65
P(KW) 11 6,39 6,14 5,72 5,15
T(N.mm) 72050,75 41854,94 143979,28 374227,58 785035,91
Chương II : Bộ truyền ngoài ( bộ truyền xích )
1, Chọn loại xích
- Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp → Dùng xích con lăn
2, Xác định thông số của xích và bộ truyền
6
- Theo công thức :
Z
1
=29−2. u ≥19
Ta tính số răng Z
1
:
Z
1
= 29−2.2,33=24,34
Chọn Z
1
=25
Số răng đĩa lớn :
Z
2
=u .Z
1
= 2,33.25=58,25
Chọn Z
2
= 59 < Z
max
= 120
- Tỷ số truyền thực tế :
u
t
=
Z
2
Z
1
=
59
25
=2,36
- Sai số tỷ số truyền :
∆ u=
|
u−u
t
|
u
.100%=
|
2,33−2,36
|
2,33
.100%=1,3% ≤2 %
Theo ct (5.3) công suất tính toán
P
t
=P .k . k
z
. k
n
Trong đó : Z
1
= 25 ,
k
z
=
25
z
1
=
25
25
=1
, với n
01
= 200 v/p ,
k
n
=
n
o 1
n
III
=
200
146
=1,37
Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) :
k=k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
=1,25.1.1.1,3.1,3.1,25=2,64
Hệ số Điều kiện làm việc
K
0
=1,25 Đường tâm các đĩa xích nằm với phương ngang góc > 60
0
K
a
= 1 Chọn a =40p
K
đc
=1 Vị trí được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích
7
K
bt
= 1,3 Làm việc có bụi , chất lượng bôi trơn II (tra bảng 5.7)
K
đ
=1,3 Tải trọng va đập nhẹ
K
c
=1,25 Làm việc 2 ca
- Như vậy :
P
t
=5,72.2,64 .1.1,37=20,69(KW )
- Theo bảng 5.5 với n
01
= 200 v/p , chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p =
38,1 thỏa mãn điều kiện bền mòn :
P
t
<
[
P
]
=34,8(KW )
Đồng thời theo bảng 5.8 , p < p
max
- Khoảng cách trục a = 40p = 40.38,1 = 1524 mm;
- Theo công thức (5.12) số mắt xích :
x=
2a
p
+
(
z
1
+z
2
)
2
+
(
z
2
−z
1
)
2
. p
4.π
2
. a
=
2.1425
38,1
+
25+59
2
+
(59−25)
2
.38,1
4.π
2
.1524
=117,54(mm)
Lấy số mắt xích chẵn x
c
= 118 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :
a=0,25. p . ¿
a=0,25.38,1 .
{
118−0,5.
(
59−25
)
+
√
[
118−0,5.
(
59+25
)
]
2
−2.[(
59−25
π
)]
2
}
=1671.09 mm
- Số lần va đập của xích : theo (5.14)
i=
z
1
. n
III
15. x
=
25.146
15.118
=2<
[
i
]
= 20(bảng 5.9)
3, Tính toán kiểm nghiệm độ bền :
Theo (5.15) :
s=
Q
k
đ
. F
t
+ F
0
+F
v
8
- Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 127000N , khối lượng 1 mét xích q =5,5
kg
- Hệ số tải trọng : k
đ
= 1,2 ( Tải trọng mở máy xấp xỉ 1,5 lần tải trọng danh nghĩa
)
v=
Z
1
. t . n
III
60000
=
25.38,1.146
60000
=2,32m/ s
- Lực vòng :
F
t
=1000. P/v =1000.5,72/2,32=2465,52N
- Lực căng do lực li tâm sinh ra :
F
v
=q . v
2
=5,5.2,32
2
=29,6 N
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra :
F
0
=9,81. k
f
.q .a=9,81.2.5,5.1,216=131,22 N
Trong đó :
- Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền k
f
= 2 ( bộ truyền
nghiêng một góc >40
0
)
- a tính theo ( m )
Do đó :
s=
127000
1,2.2616,38+131,22+29,6
=38,48
Theo bảng 5.10 với n = 200 v/p , [s] = 8,5 . Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ
bền
4, Đường kính đĩa xích :
- Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 :
Đường kính vòng chia của đĩa xích :
d
1
=
p
sin ¿¿¿
d
2
=
p
sin ¿¿¿
d
a 1
= p . ¿
d
a 2
= p. ¿
9
d
f 1
= d
1
−2 r=303,99−2.11,22=281,55 mm
d
f 2
=d
2
−2 r = 782,46−2.11,22=760,02mm
Với :
r=0,5025. d
l
+0,05=0,5025.22,23+0,05=11,22 mmvà d
l
=22,23(bảng 5.2)
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) :
σ
H
=0,47.
√
k
r
.
(
F
t
. k
đ
+F
vđ
)
. E/(A . k
d
)≤ [σ
H
]
Trong đó :
Với Z
1
= 25 ; Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : k
r
= 0,42 ;
Moodum đàn hồi : E = 2,1.10
5
Mpa ;
Diện tích chiếu mặt tựa bản lề : A = 395 mm
2
(bảng 5.12)
k
d
= 1 (xích 1 dãy )
Lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)
F
vđ
=13. 10
−7
. n
III
. p
3
. m=13.10
−7
.146. 38,1
3
.1=10,5(N )
→
σ
H 1
=0,47
√
0,42.
(
2616,38.1,3+10,5
)
.2,1. 10
5
/(395.1)=410MPa
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc
cho phép
[σ ¿¿ H ]=500MPa ¿
, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1
Tương tự :
σ
H 2
Với Z
2
=63 ; k
r
= 0,22 các thông số còn lại giống như
σ
H 1
→
σ
H 2
=0,47
√
0,22.
(
2616,38.1,3+10,5
)
.2,1. 10
5
/(395.1)=297 MPa
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc
cho phép
[σ ¿¿ H ]=500MPa ¿
, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 2
5, Xác định lực tác dụng lên trục
10
Theo (5.20) :
F
r
=k
x
. F
t
=1,05.2616,38=2747,2(N )
Trong đó :
k
x
– hệ số kể đến trọng lượng xích ,k
x
=1,05 (Bộ truyền nằm nghiêng góc trên 40
0
so với đường nằm ngang).
Bảng tổng hợp chương II
Thông số Kí hiệu Đơn vị Kết quả tính toán Ghi chú
Loại xích Xích ống con lăn
Bước xích p mm 38,1
Số dãy xích dx 1
Số mắt xích x 120
Số răng đĩa
xích
Z
1
/Z
2
25 63
Tỷ số truyền
thực tế
u 2,36
Sai lệch tỷ số
truyền
∆ u
% 1,6
Đường kính
vòng chia đĩa
xích
d
1
/d
2
mm 303,99 764,36
11
Khoảng cách
trục
a mm 1671,09
Lực tác dụng
lên trục
F
r
N 2747,2
Chương III : Thiết kế bộ truyền bánh răng
1, Chọn vật liệu
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế , ở đây chọn vật liệu 2 cấp răng như nhau
- Cụ thể , theo bảng 6.1 ta chọn :
Vật liệu Nhiệt
luyện
Giới hạn bền
σ
b
(Mpa)
Giới hạn
chảy σ
ch
(Mpa)
Độ rắn (HB)
Bánh nhỏ Thép 45 Tôi cải
thiện
850 580 HB241…285
Bánh lớn Thép 45 Tôi cải
thiện
750 450 HB192…240
Để tăng khả năng chạy mòn của răng , nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ lớn
thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị :
H
1
≥ H
2
+ (10…15) HB
Vậy chọn độ rắn : HB
1
= 250 HB , HB
2
= 235 HB
12
2, Xác định ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 với thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 ta có :
σ
Hlim
o
= 2 HB +70 ; S
H
=1,1; σ
Flim
o
=1,8 HB; S
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 250HB ; độ rắn bánh lớn HB
2
= 235HB , khi đó
σ
Hlim1
o
=2HB
1
+70=2.250+70=570 MPa;
σ
Flim1
o
= 1,8 HB
1
= 1,8.250=450 MPa
σ
Hlim2
o
=2HB
2
+70=2.235+70=540 MPa ;
σ
Flim2
o
= 1,8 HB
2
= 1,8.235=423 MPa
Theo (6.5) :
N
Ho
=30 H
HB
2,4
, do đó :
N
Ho 1
=30.250
2,4
=1,7. 10
7
;N
Ho 2
= 30. 235
2,4
=1,47.10
7
N
HO
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo (6.7) :
N
HE
=60c
∑
(T
i
/T
max
)
3
n
i
t
i
Trong đó :
N
HE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
c : số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
T
i
: momen xoắn
n
i
: số vòng quay
t
i
: tổng số giờ làm việc
t
i
= 2.8.292.4 = 18688 (h)
N
HE 1
=60.1.
[
(
T
T
)
3
.5+
(
0,7T
T
)
3
.3
]
.1458.18688=9,86.10
9
>N
Ho 1
=1,7.10
7
→Do đó K
HL1
= 1
13
N
HE 2
=60.1.
[
(
T
T
)
3
.5+
(
0,7T
T
)
3
.3
]
.407,26.18688=2,75.10
9
>N
Ho 1
=1,47.10
7
→Do đó K
HL2
= 1
Như vậy theo (6.1a) , sơ bộ xác định được :
[
σ
H
]
=σ
Hlim
o
. K
HL
/S
H
[
σ
H
]
1
=570.1/1,1=518 MPa
[
σ
H
]
2
=540.1/1,1=491 MPa
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng , do đó theo (6.12)
[
σ
H
]
=
[
σ
H 1
]
+
[
σ
H2
]
2
=
518+491
2
=504,5 MPa<1,25
[
σ
H 2
]
Với cấp chậm dùng bánh răng nghiêng và tính đều lớn hơn N
HO
nên K
HL
=1 , do đó
[
σ
H
]
<1,25
[
σ
H
]
2
Theo (6.7) :
N
FE
=60.c
∑
(T
i
/T
max
)
m
F
. n
i
.t
i
Theo bảng 6.4 : m
F
= 6
N
FE 1
=60.1.
(
1
6
.5+0,7
6
.3
)
.1458 .18688=8,75. 10
9
N
FE 2
= 60.1 .
(
1
6
.5+0,7
6
.3
)
.407,26.18688=2,44.10
9
Vì N
FE1
> N
FO
= 4.10
6
, N
FE2
> N
FO
= 4.10
6
do đó K
FL1
=1 và K
FL2
=1
Với N
FO
: Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ( N
FO
=4.10
6
đối với tất cả
các loại thép )
- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1 , ta được :
[σ
F 1
]=
450.1.1
1,75
=257,14 MPa
14
[σ
F 2
]=
423.1.1
1,75
=241,71MPa
- Ứng suất quá tải cho phép : theo (6.13) và (6.14) :
[
σ
H 1
]
max
=2,8.σ
ch1
=2,8.580=1624 MPa
[
σ
H 2
]
max
=2,8.σ
ch2
=2,8.450=1260 MPa
[
σ
F 1
]
max
=0,8. σ
ch 1
=0,8.580=464 MPa
[
σ
F 2
]
max
=0,8. σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
4,Tính toán bộ truyền cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục : theo (6.15)
a
w 1
=K
a
.
(
u
1
+1
)
.
3
√
T
1
. K
Hβ
[σ
H
]
2
. u
1
.ψ
ba
Trong đó theo bảng 6.6 : Chọn
ψ
ba
=0,3
; với răng nghiêng K
a
= 43 (bảng 6.5) ;
Theo (6.16) :
ψ
bd
=0,53.ψ
ba
.
(
u+1
)
=0,53.0,3 .
(
3,58+1
)
=0,73
Do đó theo bảng 6.7 :
K
Hβ
=1,02
( sơ đồ 7 ) , T
1
= 41854,94 (Nmm)
→
a
w 1
=43.
(
3,58+1
)
.
3
√
41854,94.1,02
504,5
2
.3,58.0,3
= 108,23 mm
Lấy
a
w
=116mm
b, Xác định các thông số ăn khớp
Theo (6.17) , m = ( 0,01 ÷ 0,02 ).a
w
= ( 0,01 ÷ 0,02 ).113 = 1,16÷2,32
Theo bảng 6.8 , chọn momđun pháp m = 2
Chọn sơ bộ
β=12
0
, Do đó
cos β=0,978
, theo (6.31) số răng bánh nhỏ
z
1
=
2.a
w
.cos β
m.(u +1)
=
2.116.0,978
2.(3,58+1)
=23,27
Lấy
z
1
=25
15
Số răng bánh lớn :
z
2
=u . z
1
=3,58.25=89,5
Lấy
z
2
=89
Do đó chỉ số truyền thực tế sẽ là u
tt
= 89/25 = 3,56
- Sai số tỷ số truyền :
∆ u=
u
tt
− u
u
=¿3,56−3,58∨
¿
3,58
.100%=0,56 %<2%(thỏamãn)¿
Tính lại góc β
Theo (6.32) :
cos β=
m . z
t
2.a
w
=
m .(z
1
+z
2
)
2.a
w
=
2.(25+89)
2.116
=0,983
→ cosβ = 10,65
0
= 10
0
39’
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo (6.33) , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
σ
H
=Z
M
. Z
H
. Z
ε
.
√
2.T
1
. K
H
.(u+1)/(b
w
. u . d
w1
2
)
- Theo bảng 6.5 , Z
M
= 274 Mpa
1/3
;
- Theo (6.35)
tan β
b
=cosα
t
. tan β=¿cos
(
20,32
)
. tan
(
10,65
)
=0,18¿
→ β
b
= 10,2
0
Với
α
t
=α
tw
=arctg(tanα /cosβ )=arctg(tan 20/0,983)=20,32
0
Do đó theo (6.34) :
Z
H
=
√
2.cos β
b
/sin (2. α
tw
)=
√
2.cos10,2/sin (2.20,32)=1,738
Theo (6.37) :
16
ε
β
=b
w
. sinβ /(π . m)=0,3.116 . sin 10,65/2. π =1,02>1
Do đó theo (6.38) :
Z
ε
=
√
1
ε
α
=
√
1
1,686
=0,77
Trong đó theo (6.38b) :
ε
α
=
[
1,88−3,2.
(
1
z
1
+
1
z
2
)
]
. cosβ=
[
1,88−3,2.
(
1
25
+
1
89
)
]
. cos10,65=1,686
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d
w 1
= 2. a
w
/(u
tt
+1)=2.116/(3,56+1)=50,877
- Theo (6.40),
v=π . d
w 1
. n
1
/60000=π .50,877 .1458/60000=3,88(m/ s)
Với v = 3,88 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 . theo bảng 6.14 với cấp
chính xác 9 và v = 3,88 m/s , K
Hα
= 1,14
- Theo (6.42) ,
v
H
=δ
H
. g
0
. v .
√
a
w
/u=0,002.73 .3,88.
√
116/3,56=3,23
Trong đó theo bảng 6.15 :
δ
H
=0,002
, theo bảng 6.16 : g
0
= 73 .
- Ta có : b
w
= 0,3.116 = 34,8 mm
Theo (6.41) :
K
Hv
=1+
v
H
. b
w
. d
w 1
2.T
1
. K
Hβ
. K
Hα
=1+
3,23.0,3 .116.50,877
2.41854,94 .1,02.1,14
=1,055
Theo (6.39) :
K
H
=K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv
=1,02.1,14.1,055=1,23
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được :
σ
H
=274.1,738 .0,77 .
√
2.41854,94.1,23.(3,56+1)
0,3.116.3,56.50,877
2
= 457,36 (MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
17
Theo (6.1) với v = 3,88 m/s < 5 m/s , Z
v
= 0,85.v
0,1
, với cấp chính xác động học
là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đo cần gia công đạt độ nhám
R
a
=2,5…1,25μm , do đó Z
R
= 0,95 ; với d
a
< 700mm , K
xH
= 1, do đó theo (6.1)
và (6.1a) :
[
σ
H
]
=
[
σ
H
]
. Z
v
. Z
R
. K
xH
=504,5.
(
0,85.3,88
0,1
)
.0,95.1=466,54(MPa)
Vậy với
a
w
=116 mm, σ
H
=457,36MPa<
[
σ
H
]
=466,54 MPa
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Theo (6.43) :
σ
F 1
=2.T
1
. K
F
.Y
ε
.Y
β
. Y
F 1
/(b
w
. d
w 1
. m)
Theo bảng 6.7 , K
Fβ
= 1,03 ;
Theo bảng 6.14 : với v = 3,88 m/s và cấp chính xác 9 ,K
Fα
= 1,38
Theo (6.47) :
v
F
=δ
F
. g
o
. v .
√
a
w
/u=0,006.73.3,88 .
√
116/3,58=9,67
Trong đó theo bảng 6.15 :
δ
F
=0,006
,theo bảng 6.16 : g
o
= 73
Do đó theo (6.46) :
K
Fv
= 1+
v
F
. b
w
. d
w 1
2.T
1
. K
Fβ
. K
Fα
= 1+
9,67.34,8.50,877
2.41854,94.1,03.1,38
=1,14
Theo (6.45) :
K
F
=K
Fβ
. K
Fα
. K
Fv
= 1,03.1,38.1,14=1,62
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
- Với :
ε
α
=1,686,Y
ε
=
1
ε
α
=
1
1,686
=0,593
- Với β = 10,65
0
→ Y
β
= 1 – β
0
/140 =1 – 10,65/140 = 0,92
- Số răng tương đương :
18
z
v 1
=
z
1
cos
3
β
=
25
0,983
3
=30
z
v 2
=
z
2
cos
3
β
=
89
0,983
3
= 108
Theo bản 6.18 ta được : Y
F1
= 3,8 ; Y
F2
= 3,6
Với m = 2 mm , Y
S
= 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032
Y
R
= 1 ( bánh răng phay ) ; K
xF
= 1 ( d
a
< 400 )
Do đó theo (6.2) và (6.2a) :
[
σ
F 1
]
=
[
σ
F 1
]
.Y
R
.Y
s
. K
xF
= 257,14.1.1,032.1=265,37( MPa)
Tương tự tính :
[
σ
F 2
]
=
[
σ
F 2
]
.Y
R
.Y
s
. K
xF
= 241,71.1.1,032.1=249,44(MPa)
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.43) :
σ
F 1
=
2.41854,94.1,62.0,593.0,92 .3,8
0,3.116.50,877.2
= 84,36
(
MPa
)
<
[
σ
F 1
]
=265,37(MPa)
Theo (6.44) :
σ
F 2
=
σ
F 1
. σ
F 2
Y
F1
=
84,36.3,6
3,8
=79,92
(
MPa
)
<
[
σ
F2
]
=249,44 (MPa)
e, Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Theo (6.48) , với K
qt
= T
max
/T =1,4
σ
Hmax
=σ
H
.
√
K
qt
=466,54.
√
1,4=552,02
(
MPa
)
<[σ
H
]
max
=1620(MPa)
- Theo (6.49) :
σ
F 1max
=σ
F 1
. K
qt
=84,36.1,4=118,104(MPa)<[σ
F 1
]
max
=464(MPa)
19
σ
F 2max
=σ
F 2
. K
qt
= 79,92.1,4=111,888
(
MPa
)
<[σ
F 2
]
max
= 360(MPa)
g, Các thông số và kích thước bộ truyền
Với kích thước và theo công thức trong bảng 6.11 , ta có bảng sau :
Thông số và kích
thước bộ truyền
Kết quả
Khoảng cách trục a
w1
=116 mm
Môđun pháp m = 2mm
Chiều rộng vành
răng
b
w
= 34,8 mm
Tỉ số truyền u
tt
= 3,56
Góc nghiêng của
răng
β = 10
0
39’
Số răng bánh răng z
1
= 25 z
2
= 89
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0 x
2
= 0
Đường kính vòng
chia
d
1
=
m . z
1
cosβ
=
2.25
0,983
=50,86
d
2
=
m .z
1
cosβ
=
2.89
0,983
=181,08
Đường kính đỉnh
răng
d
a 1
=d
1
+2.
(
1+x
1
−∆ y
)
. m
=
50,86+2.
(
1+0−0
)
.2
d
a 2
=d
2
+2.
(
1+x
1
−∆ y
)
. m
=
181,08+2.
(
1+0−0
)
.2
20
Bấm Tải xuống để xem toàn bộ.
