Đối với sinh viên ngành cơ khí nói chung và chuyên ngành cơ khí ô tô nói riêng thì “Đồ án thiết kế chi tiết máy” là một mà một trong những đồ án không thể thiếu của mỗi kỹ sư cơ khí. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí nhằm cung cấp kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án thiết kế chi tiết máy, mỗi sinh viên có thế hệ thống lại kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu như về khả năng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, chọn cấp độ chính xác, lắp ghép và phương thức trình bày bản vẽ.
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tính toán chọn động cơ điện
1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống:
➢ Hiệu suất truyền động: = đ × br1 × br2 × đh × ol 4
✓ đ = 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai thang
✓ br1 = 0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1
✓ br2 = 0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2
✓ đh = 1 : hiệu suất nối trục đàn hồi
1.1.2 Tính công suất tương đương
Công suất cần thiết: P ct = P tđ = 8.743
1.1.3 Xác định số vòng sơ bộ của động cơ
Số vòng quay trục công tác: n lv = 22 (vòng/phút)
Tỷ số truyền chung của hệ: u ch = u hgt × u đ
Trong đó, tra bảng 2.4 (tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ/trang
Chọn: u hgt = 14 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (8÷40) u đ = 3 : tỉ số truyền của bộ truyền đai thang (3÷ 5)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = u ch × n lv = 42 × 22 = 924 (vòng/phút)
Ta cần chọn động cơ điện thỏa mãn điều kiện sau:
{P đc ≥ P ct n đc ≈ n sb {P đc ≥ 9.868 (kW) n đc ≈ 924 ( vòng phút) Tra bảng P1.3: Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A (1) ta chọn được động cơ có:
1 PGS.TS TRỊNH CHẤT-TS LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán dẫn động cơ khí T1, trang 236
Kiểu động cơ Công suất
Vận tốc quay n đc (vòng/phút)
Xác định công xuất, mômen và số vòng quay trên các trục
1.3.1 Tính toán công suất trên các trục
Ptrục công tác = P 3 × kn × ol = 8,829 × 1 × 0,99 = 8,741 (kW)
1.3.2 Tính số vòng quay các trục n 1 = n đc u đ = 970
1.3.3 Tính momen xoắn trên các trục
BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Trục
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Chọn dạng đai
– Chọn đai theo công suất P và số vòng quay n theo đồ thị sau:
Tra bảng 4.13 trang 59 [I], các thông số của đai hình thang, ta chọn: Đai hình thang thường
Kích thức tiết diện: bt (mm); b ; h = 10,5; y0 =4
Diện tích tiết diện A: 138 (mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ d1: 140-280 (mm)
Chiều dài giới hạn l: 800-6300 (mm)
Xác định đường kính đai
– Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 (140÷280) theo tiêu chuẩn: d10 (mm) – Ta kiểm nghiệm vận tốc đai: v = πd 1 n
Ta lấy ξ= 0,01→ Đường kính bánh đai lớn: d2 = u1.d1.(1 − ξ ) = 3,15.180.(1 − 0,01) = 561,33 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn: d2 = 560 mm
Tỷ số truyền khi đó: u = d2 d1 (1 − ξ )= 560
Kiểm tra sai số cho phép:
Sơ bộ khoảng cách a
– Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện:
Chọn sơ bộ khoảng cách trục theo bảng 4.14 (3) a = 1×d2 = 1×560 = 560 (mm)
Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a
Theo bảng 4.13 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển), ta chọn đai có chiều dài tiêu chuẩn: L= 2500 mm = 2,5m
– Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai: ( Số vòng chạy của đai trong một giây) i = v
2,5 = 3,656 (s −1 ) ≤ i max = 5 (thỏa mãn) tại kho ko phải 5 và la 10 (3-5 đối với đai thang và 10 -20 đối với đai dẹt)
– Tính toán lại khoảng cách trục: a = k+√k 2 −8∆ 2
4 = 640,6 mm (giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép)
Kiểm nghiệm góc ôm đai bánh đai nhỏ
Theo (4.7) (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Tính góc ôm α1 theo công thức: α = 180 o − d 2 −d 1 a 57 o = 180 o − 560−180
3 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 60
Tính số đai z cần thiết
Số dây đai được xác định theo công thức: z = P 1 K đ
Po = 3,38 kW - Công suất có ích cho phép, tra bảng 4.19 (4)
Kđ = 1,35 - Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 (5)
C α = 0,92 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai, tra bảng 4.15 (6)
C u = 1,14 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u, tra bảng 4.17 (6)
C z là hệ số phản ánh ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Khi tính toán dựa trên tỷ số Pđc/Po = 9,868/3,38 = 2,92, ta tra bảng 4.18 (6) và xác định được giá trị C z = 0,95.
Lo = 2240 (mm) - Chiều dài đai thực nghiệm, tra bảng 4.19 (4)
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai: L
L 0 = 1,12 Tra bảng 4.16 ta có CL=1,04
Xác định các kích thước chủ yếu của đai
Các thông số của bánh đai hình thang (tra bảng 4.21):
B = (z -1) t+2e = 82 mm – Đường kính ngoài bánh đai: da = d + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục
➢ Lực căng đai trên 1 đai:
Theo công thức (4.19) trang 63 [I], lực căng đai:
- qm = 0,178 (kg/m) – Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 (7)
4 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 62
5 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 55
6 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 61
7 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 64
- Fv = qmv 2 = 0,178× 9,14 2 = 14,87 (N) – Lực căng do lực li tâm sinh ra
⇒ Lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (4.21) trang 64 [I], ta có:
BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI
Thông số Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 180 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 560
Chiều rộng bánh đai B (mm) 44
Lực tác dụng lên trục Fr (N) 2478,53
Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm
3.1.1 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép
Đối với hộp giảm tốc bánh răng hai cấp chịu công suất trung bình, không có yêu cầu đặc biệt, vật liệu cho cặp bánh răng được chọn dựa theo bảng 6.1 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
➢ Bánh chủ động: Thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB260…280 có σb
➢ 10Mpa, σch1p0Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1(0HB
➢ Bánh bị động: Thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB230…280 có σb20Mpa, σch2e0Mpa, ta chọn độ rắn bánh HB2&5HB
– Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:
σ Hlim o và σ Flim o đại diện cho ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép tương ứng với số chu kỳ cơ sở Giá trị của chúng có thể được tra cứu trong bảng 6.2 của tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" - Tập 1 của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
𝜎 o Hlim2 = 2.265+ 70 = 600 MPa σ 0 Flim1 =1,8.280 = 504 MPa σ 0 Flim2 = 1,8.265 = 477 Mpa
Hệ số an toàn S H và S F được xác định lần lượt cho tính toán uốn và tiếp xúc, như được trình bày trong bảng 6.2 của tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" do Trịnh Chất và Lê Văn Uyển biên soạn.
KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức
- NHO: Số chu kì làm việc cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo công thức (6.5) trang 93 [I], ta có:
- NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất khi thử tiếp xúc
Trong bài viết này, Tmax được tính toán dựa trên công thức 3 ti = 60.1.82,34.(1 3 0,7+0,8 3 0,3).24000 = 101,21.10^6, trong đó c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng Giá trị c được xác định là 1 ni, ti đại diện cho số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i Thời gian làm việc t được tính theo công thức t = năm.mỗi ngày làm việc/năm.ca.giờ làm việc/ca, với kết quả là 5.300.2.8 = 24000 giờ.
Vì NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 tương tự KHL2 = 1
+ Theo (6.1a) và bảng 6.2 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1-
Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) với SH = 1.1 tạm thời lấy ZR.ZV.KxH = 1 sơ bộ ta xác định được:
Với răng nghiêng theo 6.12 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
2 = 559,1 MPa < 1.25.[𝜎Hmin] = 681,8 MPa – Ứng suất uốn cho phép đối với mọi loại thép NFO = 4.10 6 và do HB NFO => KFL1 = 1 tương tự KFL2 = 1
Theo 6.2a/93 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Với SF = 1,75 và bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 tạm thời lấy YS = 1 KxF = 1 YR = 1
1.75 = 272,57 MPa +Ứng suất cho phép khi quá tải Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ H ] max = 2,8σ ch
16 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F ] max = 0,8σ ch , khi HB≤ 350
3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền
Chọn hệ số 𝜓ba = 0,3 (b6.6/97) (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Răng nghiêng có độ nghiêng Ka = 43 (MPa 1/3) được áp dụng cho bánh răng nghiêng với vật liệu cặp bánh răng là thép – thép Thông tin này được trích dẫn từ tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" tập 1 của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
𝜓bd = 0,53𝜓ba(u + 1) = 0,53.0,3.(3,74+1) = 0,754 (Theo 6.16 tài liệu Tính Toán Thiết
Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Tra bảng với 𝜓bd=0,754 tra bảng 6.7 và sơ đồ 4 (Theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta được:
K Hβ = 1,08 Tính khoảng cách trục aw và chiều rộng vành răng bw: a w2 = Ka.(u+1)√ T 2 K Hβ
Với T= 1055440.86 N.mm của bánh chủ động, ăn khớp ngoài u = 3,74; 𝜓ba = 0,3; [𝜎H] = 559,1; K Hβ = 1,08; Ka = 43
Bánh bị dẫn: bw= bw2 = 0,3.aw = 0,3.305= 91,5 mm
Bánh dẫn: bw1 = bw + 5 = 96,5 mm
3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp
Mô đun mn = (0.01÷0.02) aw = 3÷ 6 mm
Theo bảng 6.8/99 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Theo tiêu chuẩn chọn m = 4 mm
Xác định số răng tính chính xác u
Chọn sơ bộ góc β = 15 0 => cosβ = cos 15 0
+ Số răng bánh nhỏ Z1 = 2a w cosβ m.(u+1) =2.305.cos15
Tỉ số truyền thực ut = 116
31 = 3,742 (< 4%, đảm bảo về sai số cho phép)
3.1.4 Xác định kích thước bộ truyền
– Đường kính vòng chia: d 1 = mz 1 cosβ = 4 × 31
– Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2
– Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 128.64 + 2× 4 = 136,64 (mm) da2 = d2 + 2m = 481,38 + 2×4 = 489,38 (mm) – Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 128.64 – 2,5×4 = 118.64 (mm) df2 = d2 – 2,5m = 481,38 – 2,5× 4 = 471,38 (mm)
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất –
+ ZM = 274 MPa 1/3 : Tra bảng 6.5/96 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
+Theo 6.35/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) αt = αtw = arctan( tanα cosβ)= arctan( tan20
0,9639) = 20,69 0 tanβb = cosαttanβ=cos(20,69).tan(15,442)=0,258
+ Theo 6.34/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) :
ZH =√ 2cosβ b sin2α tw = √ 2cos14,5 sin2.20,69 = 1,71
+ Theo 6.38b/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ɛα = [1,88 – 3,2( 1
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 = 2a w u t +1 = 2.305
+ theo 6.40/106(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) v = πd w1 n1
Với vận tốc 60000 = 0,5546 m/s, theo bảng 6.13 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, ta sử dụng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14/107, cấp chính xác được chọn cũng là 9 với điều kiện v < 2.5 m/s, dẫn đến hệ số KHα = 1,13.
+Theo 6.42/107 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) vH = δH.g0.v√ a w u = 0,002.73.0,5546.√ 305
Với δH = 0,002,g0 = 73 (Theo bảng 6.15/107 và 6.16/107 tài liệu Tính Toán Thiết Kế
Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Do đó, theo 6.41/107 (Theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Khi tính toán với công thức 91,5×128,64 2 ×3,742, ta thu được giá trị 530,5 (MPa) Theo tiêu chuẩn 6.1, với vận tốc v = 0,5546 m/s (nhỏ hơn 5 m/s), hệ số Zv = 1, và cấp chính xác động học là 9, ta chọn cấp chính về mức tiếp xúc là 8 Do đó, yêu cầu gia công độ nhám Ra là 2,5μm, dẫn đến giá trị ZR = 0,95.
19 da < 700mm, KxH = 1 do đó 6.1 và 6.1a/91(Theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có:
Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
– 𝜎F1 = 2.T.KF.Yɛ.Yβ.YF1/(bw.dwm)
Theo bảng 6.7\98 KFβ = 1,17 theo bảng 6.14/107 với v NHO1 => KHL1 = 1 tương tự KHL2 = 1
Theo bảng 6.2 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, với hệ số SH = 1.1, chúng ta tạm thời lấy giá trị ZR.ZV.KxH = 1 để xác định các thông số sơ bộ.
Với răng nghiêng theo 6.12 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
2 = 559,1 MPa < 1.25.[𝜎Hmin] = 681,8 MPa – Ứng suất uốn cho phép đối với mọi loại thép NFO = 4.10 6 và do HB NFO => KFL1 = 1 tương tự KFL2 = 1
Theo 6.2a/93 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Với SF = 1,75 và bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 tạm thời lấy YS = 1 KxF = 1 YR = 1
Khi quá tải, ứng suất cho phép đạt 272,57 MPa, với ứng suất tiếp xúc tối đa là [σ H] max = 2,8σ ch và ứng suất uốn tối đa là [σ F] max = 0,8σ ch, áp dụng cho các vật liệu có độ cứng HB ≤ 350.
3.2.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền
Tính toán sơ bộ khoảng cách trục
Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w1 =a w2 = 305 mm
Bánh bị dẫn: bw= bw2 = ѱba aw = 0,3.305 = 91,5 mm
Bánh dẫn: bw1= bw+5 = 96,5mm
3.2.3 Xác định các thông số ăn khớp
Mô đun mn = (0.01÷0.02) aw = 3÷ 6 mm
Theo bảng 6.8/99 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Theo tiêu chuẩn chọn m = 4 mm
Xác định số răng tính chính xác u
Chọn sơ bộ góc β = 15 0 => cosβ = cos 15 0
+ Số răng bánh nhỏ Z1 = 2a w cosβ m.(u+1) =2.305.cos15
Tỉ số truyền thực ut = 116
31 = 3,742 (< 4%, đảm bảo về sai số cho phép)
3.2.4 Xác định kích thước bộ truyền
– Đường kính vòng chia: d 1 = mz 1 cosβ = 4 × 31
– Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2
– Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 128.64 + 2× 4 = 136,64 (mm) da2 = d2 + 2m = 481,38 + 2×4 = 489,38 (mm) – Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 128.64 – 2,5×4 = 118.64 (mm) df2 = d2 – 2,5m = 481,38 – 2,5× 4 = 471,38 (mm)
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất –
+ ZM = 274 MPa 1/3 : Tra bảng 6.5/96 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
+Theo 6.35/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) αt = αtw = arctan( tanα cosβ)= arctan( tan20
0,9639) = 20,69 0 tanβb = cosαttanβ=cos(20,69).tan(15,442)=0,258
+ Theo 6.34/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
ZH =√ 2cosβ b sin2α tw = √ 2cos14,5 sin2.20,69 = 1,71
+ Theo 6.38b/105 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ɛα = [1,88 – 3,2( 1
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 = 2a w u t +1 = 2.305
+ theo 6.40/106(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) v = πd w1 n1
Với tốc độ v = 0,5546 m/s, theo bảng 6.13 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, ta chọn cấp chính xác là 9 Theo bảng 6.14/107, với điều kiện v < 2.5 m/s, hệ số KHα được xác định là 1,13.
+Theo 6.42/107 (Tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) vH = δH.g0.v√ a w u = 0,002.73.0,5546.√ 305
3,742= 0,731 Với δH = 0,002,g0 = 73 (Theo bảng 6.15/107 và 6.16/107 tài liệu Tính Toán Thiết Kế
Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Do đó, theo 6.41/107 (Theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Theo 6.1 với v = 0,5546m/s < 5 m/s, Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5μm do đó ZR= 0,95 với da < 700mm, KxH = 1 do đó 6.1 và 6.1a/91(Theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có:
Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
– 𝜎F1 = 2.T.KF.Yɛ.Yβ.YF1/(bw.dwm)
Theo bảng 6.7\98 KFβ = 1,17 theo bảng 6.14/107 với v 0,3 và Fa/Fr10 > 0,3 Đường kính ổ lăn cần thiết là 30 mm.
Tra bảng P2.12 chọn ổ lăn đỡ chặn cỡ trung hẹp
Kí hiệu ổ d, mm D, mm b = T1, mm r, mm r1, mm C, kN Co, kN
✓ Hệ số e (theo bảng 11.4 trang 216)
✓ Hệ số X, Y (chọn V=1 ứng với vòng trong quay)
Lực dọc trục tác động vào ổ 10, 11 do lực hướng tâm gây ra:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ
✓ Tải trọng động quy ước: công thức 11.3 trang 214
✓ Với vòng quay trong nên: V=1, Tải va đập nhẹ: kd = 1,2, Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (t o
