Bài tiểu luận môn nguyên lý chi tiết máy đầy đủ các phần, tính toán chi tiết, hình vẽ và bảng biểu đa dạng. Tiểu luận nguyên lý chi tiết máy hay còn gọi là thiết kế hệ thống truyền động trường đại học SPKT HCM.
Chọn động cơ điện
Xác định công suất trên trục động cơ điện
Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = P t
❖ Công suất truyền trên trục làm việc:
9,55 x 10 6 = 5,39 (kW) => Do tải trọng không đổi nên: Pt = Plv = 5,39 (kW)
❖ Hiệu suất truyền động: = d ol 3 br nt
Hiệu suất bộ truyền đai: d = 0,96
Hiệu suất 1 cặp bánh răng: br = 0,97
Hiệu suất nối trục đàn hồi: nt = 0,9
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = P t
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
❖ Tỉ số truyền chung sơ bộ: usb = uh uđ
Theo bảng 3.2, ta chọn: uh min = 1,6 và uđ min = 2
❖ Số vòng quay sơ bộ: nsb = nlv usb = 117 3,2 = 374,4 (vòng/phút)
❖ Theo điều kiện: Pđc ≥ Pct = 6,65 (kW) nđc ≥ nsb => Từ tài liệu Catalog motor ABB bảng 2P trang 13 ta chọn động cơ điện:
Số vòng quay (vòng/phút) 720
Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền
Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động
Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = u tt u br = 6,15
Xác định công suất, moment xoắn và số vòng quay trên các trục
❖ Số vòng quay n (vòng/phút): nđc = 720 (vòng/phút)
Số vòng quay trên trục I: n1 = n đc u đ = 720 2,46 = 292,68 (vòng/phút)
Số vòng quay trên trục II: n2 = n 1 u br = 292,68
Số vòng quay trên trục III: nlv = n2 = 117 (vòng/phút)
Công suất trên trục II: P2 = P lv
Công suất trên trục động cơ: Pdc = P 1
Momen của trục động cơ: Tdc = 9,55.10
6 6,3 292,68 = 205566 (N.mm) Momen của trục II: T2 = 9,55.10
117 = 493825 (N.mm) Momen của trục làm việc: Tlv = 9,55.10
Bảng kết quả thông số
Trục Thông số Động cơ I II III
Tỷ số truyền uđ = 2,46 ubr = 2,5 unt = 1
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI VÀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1 Bộ truyền đai
Thông số đầu vào
Ta có công suất Pđc = P1 = 6,63 (kW)
Tốc độ vòng quay nđc = n1 = 720 (vòng/phút)
Dựa vào hình 2.1 bên trên ta chọn tiết diện đai là: B
1.2 Chọn đường kính 2 bánh đai:
❖ Chọn đường kính bánh đai dẫn d1 = 224 (mm)
❖ Vận tốc của đai là: v1 = π x d 1 x n 1
❖ Đường kính bánh đai bị dẫn là: d2 = d1 u = 224 2,46 = 551,04 (mm)
=> Từ bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai chuẩn là: d2 = 560 (mm)
1.3 Khoảng cách trục và chiều dài đai: u 1 2 3 4 5 >=6 a/d2 1,5 1,2 1 0,95 0,9 0,85
Kiểm tra a theo điều kiện:
Với a = 672 thỏa mãn điều kiện: 441,7 mm < a < 1568 mm
Chọn l theo tiêu chuẩn là: 2800 (m)
1.4 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1 giây: i = v l = 8,44
1.5 Tính chính xác khoảng cách trục a: a= λ+√λ
1.6 Tính góc ôm α1 trên bánh đai dẫn: α1 = 180 0 - d 2 −d 1 a
765,8 × 57 0 = 155 0 > 120 0 (Thỏa điều kiện góc ôm) 1.7 Xác định số đai z:
• Số dây đai được xác định theo công thức: z ≥ P 1 K d
K đ = 1,0: tải trọng không đổi, quay 1 chiều
1.8 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
• Lực căng ban đầu trên đai:
• Lực tác dụng lên trục:
Bảng thông số bộ truyền đai:
Thông số Kí hiệu Gía trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn P1 6,63 kW
Tốc độ quay trục dẫn n1 720 Vòng/phút
Loại đai và tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1 224 mm Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ α1 155 Độ
Lực tác dụng lên trục Fr 1325,69 N
• Công suất trên trục bánh răng dẫn P1= 6,3 (kW)
• Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n1 = 292,68 (vòng/phút)
• Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn là T1 = 205566 (Nmm)
2.2 Chọn vật liệu cho bánh răng:
Chọn vật liệu 1 cấp của 2 bánh răng như sau theo bảng số liệu 5.1 như sau:
• Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241÷285, có σb1 = 850 Mpa, σch1 = 580 Mpa
• Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192÷240, có σb2 = 750 Mpa, σch2 = 450 Mpa
2.3 Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 5.2 với thép C 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180÷ 350 σ Hlim 0 = 2HB + 70; SH = 1,1; σ Flim 0 = 1,8HB; SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó: Σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa Σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa Σ Flim1 0 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa Σ Flim2 0 = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 Mpa
Trong đó : c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay, c =1 n : vận tốc vòng của bánh răng
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5 x 300 x 2 x 6 = 18000 giờ
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được: [σ H ] = σ Hlim 0 (KHL/SH)
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)
Như vậy theo (5.4), vì bộ truyền quay 1 chiều KFO = 1, ta được:
1,75 = 265,89 Mpa Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):
2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
• T : môment xoắn trên trục chủ động : T1 = 205566 (N.mm)
• [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = 504,5 (Mpa)
• ψba,ψbd :hệ số chiều rộng vành răng :
Tra bảng 5.5 với bộ truyền đối xứng, HB < 350, ta chọn giá trị ψ ab = 0,3
Theo công thức 5.17: ψ bd = 0,53 ψ ba (u n + 1) = 0,53.0,3 (2,5 + 1) = 0,56
K Hβ =1,1: hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, theo bảng 5.6 a w1 = K a (u + 1) √ T 1 K Hβ
Theo tiêu chuẩn chọn aw1 = 160 mm
2.5 Xác định các thông số ăn khớp
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2,5 (mm)
2.5.2 Xác định số răng và góc nghiên β: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng
Tỷ số truyền thực tế là:
Sai số tỉ số truyền: ∆u = |u t −u| u 100% = |2,457−2,5|
2,5 100% = 1,72% < 2% (thỏa điều kiện sai số cho phép)
2.6 Kiểm nghiệm răng về đô bền tiếp xúc
Theo (5.25) Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện sau: Σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H (u+1) b w u.d w 2 ≤ [σ H ]
❖ ZM = 274 (Mpa) 1/3 : hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
❖ Z H = √ 2 cos β sin 2α wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Tgβ b = cosα t tgβ = 2,709 ⇒ βb = 17,06 0
Theo TCVN/1065-71: α = 20 0 Αt = arctg( tgα cos β) = arctg( tg20
Vậy ZH = √ 2 cos(β b ) sin(2α wt )= √ 2 cos(17,06) sin ( 2.20,96 0 ) = 1,692
❖ Z ε : Hệ số sự trùng khớp của răng ε β = b w sin β mπ =0,3.160.sin(18,19)
2,5π = 1,908 > 1 (ε β : Hệ số tăng khớp dọc) Vậy tính Z ε theo công thức
❖ KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39 trang 106 [1]
KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Chọn KHβ = 1,02
KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ăn khớp bánh răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ: d1 = Z 1 m n cos β = 35.2,5
0,95 = 92,11 mm Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2a w u m +1= 2.160
Theo bảng 6.11 ta chọn cấp chính xác là 9 Ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13
❖ KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
12 δH = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15 trang
- g 0 = 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 trang 107 [1]
❖ Xác định ứng suất cho phép :
❖ ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
❖ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
Cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi gia công cần đạt độ nhám R a = 1,25 … 0,63 μm ⇒ Z R = 1
❖ KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh rang
Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d a ≤ 700mm ⇒ K xH = 1
[σ H ] cx = 490,9.1.1.1 = 490,9(Mpa) Vậy ta có σ H = 460,88 Mpa < [σ H ] = 490,9 (Mpa) Thoả điều kiện ứng suất
2.7 Kiểm nghiệm răng về đô bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không để vượt
13 quá 1 giá trị cho phép
❖ T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động: T1 = 205566 (N.mm)
❖ bw -Chiều rộng vành răng b W = ψ ba a wt = 0,3.160 = 48 mm
❖ dw – đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1 ,57 mm
❖ Yε = 1/εα: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với εα là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức: ε α = [ 1,88 − 3,2 (1
❖ Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của của răng với răng thẳng Y β = 1
❖ Y F1 ;Y F2 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương và hệ số dich chỉnh
❖ KF-hệ số tải trọng khi tính về uốn:
• K Fβ Hệ số kể đến sự phân bố không đều trong chiều rộng vành khi tính về uốn tra bảng 6.7 trang 98 [1] ⇒ K Fβ = 1,02
• K Hα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng dồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 : K Fα = 1,13
• K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong đó: {δ F = 0,006 g o = 73 tra bảng 6.15 và 6.16 :
Theo công thức 6.2 và 6.2a trang 91,92 [1]
❖ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân răng
❖ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đư ợc tâp trung ứng suất, trong đó mô đun tính bằng mm
❖ KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da ≤400(mm)
• Ta có : {σ F1 = 99,42 Mpa < [σ F1 ] = 287,39 Mpa σ F2 = 96,73 Mpa < [σ F1 ] = 270,14 Mpa}
Thoả điều kiện về độ bền uốn
2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải : Kqt = T max
T = 1 ( Do tải trọng tĩnh) Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42) : σ Hmax = σ H √Kqt ≤ [σ Hmax ]
Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43) : σ F1max = σ F1 √Kqt = 99,42√1 = 99,42 (Mpa) < [σ F1max ] = 464 (Mpa) σ F2max = σ F2 √Kqt = 96,73√1 = 96,73 (Mpa) < [σ F2max ] = 360 (Mpa)
2.9 Các thông số và kích thước bộ truyền
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Số răng bánh nhỏ 𝑍 1 35 (răng)
Số răng bánh lớn 𝑍 2 86 (răng) Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑 1 92,11 (𝑚𝑚) Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑 2 226,32 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 460,88 (𝑀𝑃𝑎)
Bảng kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn 𝑃 1 6,3 (kW)
Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛 1 292,68 (vòng/phút)
Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇 1 205566 (𝑁𝑚𝑚)
Thời gian làm việc 𝐿 ℎ 18000 (giờ)
Mô đun pháp/ mô đun 𝑚 𝑛 hoặc 𝑚 2,5 (𝑚𝑚)
Số răng bánh lớn là 86, với đường kính vòng lăn bánh nhỏ 92,57 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn 227,44 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ là 97,11 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh bánh lớn đạt 231,32 mm Đường kính vòng đáy nhỏ là 85,86 mm và đường kính vòng đáy lớn là 220,07 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng là 460,88 MPa.
Khoảng cách trục và chiều dài đai
Kiểm tra a theo điều kiện:
Với a = 672 thỏa mãn điều kiện: 441,7 mm < a < 1568 mm
Chọn l theo tiêu chuẩn là: 2800 (m)
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1 giây
1.5 Tính chính xác khoảng cách trục a: a= λ+√λ
1.6 Tính góc ôm α1 trên bánh đai dẫn: α1 = 180 0 - d 2 −d 1 a
765,8 × 57 0 = 155 0 > 120 0 (Thỏa điều kiện góc ôm) 1.7 Xác định số đai z:
• Số dây đai được xác định theo công thức: z ≥ P 1 K d
K đ = 1,0: tải trọng không đổi, quay 1 chiều
1.8 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
• Lực căng ban đầu trên đai:
• Lực tác dụng lên trục:
Bảng thông số bộ truyền đai:
Thông số Kí hiệu Gía trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn P1 6,63 kW
Tốc độ quay trục dẫn n1 720 Vòng/phút
Loại đai và tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1 224 mm Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ α1 155 Độ
Lực tác dụng lên trục Fr 1325,69 N
• Công suất trên trục bánh răng dẫn P1= 6,3 (kW)
• Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n1 = 292,68 (vòng/phút)
• Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn là T1 = 205566 (Nmm)
2.2 Chọn vật liệu cho bánh răng:
Chọn vật liệu 1 cấp của 2 bánh răng như sau theo bảng số liệu 5.1 như sau:
• Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241÷285, có σb1 = 850 Mpa, σch1 = 580 Mpa
• Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192÷240, có σb2 = 750 Mpa, σch2 = 450 Mpa
2.3 Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 5.2 với thép C 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180÷ 350 σ Hlim 0 = 2HB + 70; SH = 1,1; σ Flim 0 = 1,8HB; SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó: Σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa Σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa Σ Flim1 0 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa Σ Flim2 0 = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 Mpa
Trong đó : c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay, c =1 n : vận tốc vòng của bánh răng
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5 x 300 x 2 x 6 = 18000 giờ
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được: [σ H ] = σ Hlim 0 (KHL/SH)
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)
Như vậy theo (5.4), vì bộ truyền quay 1 chiều KFO = 1, ta được:
1,75 = 265,89 Mpa Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):
2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
• T : môment xoắn trên trục chủ động : T1 = 205566 (N.mm)
• [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = 504,5 (Mpa)
• ψba,ψbd :hệ số chiều rộng vành răng :
Tra bảng 5.5 với bộ truyền đối xứng, HB < 350, ta chọn giá trị ψ ab = 0,3
Theo công thức 5.17: ψ bd = 0,53 ψ ba (u n + 1) = 0,53.0,3 (2,5 + 1) = 0,56
K Hβ =1,1: hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, theo bảng 5.6 a w1 = K a (u + 1) √ T 1 K Hβ
Theo tiêu chuẩn chọn aw1 = 160 mm
2.5 Xác định các thông số ăn khớp
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2,5 (mm)
2.5.2 Xác định số răng và góc nghiên β: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng
Tỷ số truyền thực tế là:
Sai số tỉ số truyền: ∆u = |u t −u| u 100% = |2,457−2,5|
2,5 100% = 1,72% < 2% (thỏa điều kiện sai số cho phép)
2.6 Kiểm nghiệm răng về đô bền tiếp xúc
Theo (5.25) Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện sau: Σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H (u+1) b w u.d w 2 ≤ [σ H ]
❖ ZM = 274 (Mpa) 1/3 : hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
❖ Z H = √ 2 cos β sin 2α wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Tgβ b = cosα t tgβ = 2,709 ⇒ βb = 17,06 0
Theo TCVN/1065-71: α = 20 0 Αt = arctg( tgα cos β) = arctg( tg20
Vậy ZH = √ 2 cos(β b ) sin(2α wt )= √ 2 cos(17,06) sin ( 2.20,96 0 ) = 1,692
❖ Z ε : Hệ số sự trùng khớp của răng ε β = b w sin β mπ =0,3.160.sin(18,19)
2,5π = 1,908 > 1 (ε β : Hệ số tăng khớp dọc) Vậy tính Z ε theo công thức
❖ KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39 trang 106 [1]
KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Chọn KHβ = 1,02
KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ăn khớp bánh răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ: d1 = Z 1 m n cos β = 35.2,5
0,95 = 92,11 mm Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2a w u m +1= 2.160
Theo bảng 6.11 ta chọn cấp chính xác là 9 Ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13
❖ KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
12 δH = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15 trang
- g 0 = 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 trang 107 [1]
❖ Xác định ứng suất cho phép :
❖ ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
❖ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
Cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi gia công cần đạt độ nhám R a = 1,25 … 0,63 μm ⇒ Z R = 1
❖ KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh rang
Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d a ≤ 700mm ⇒ K xH = 1
[σ H ] cx = 490,9.1.1.1 = 490,9(Mpa) Vậy ta có σ H = 460,88 Mpa < [σ H ] = 490,9 (Mpa) Thoả điều kiện ứng suất
2.7 Kiểm nghiệm răng về đô bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không để vượt
13 quá 1 giá trị cho phép
❖ T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động: T1 = 205566 (N.mm)
❖ bw -Chiều rộng vành răng b W = ψ ba a wt = 0,3.160 = 48 mm
❖ dw – đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1 ,57 mm
❖ Yε = 1/εα: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với εα là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức: ε α = [ 1,88 − 3,2 (1
❖ Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của của răng với răng thẳng Y β = 1
❖ Y F1 ;Y F2 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương và hệ số dich chỉnh
❖ KF-hệ số tải trọng khi tính về uốn:
• K Fβ Hệ số kể đến sự phân bố không đều trong chiều rộng vành khi tính về uốn tra bảng 6.7 trang 98 [1] ⇒ K Fβ = 1,02
• K Hα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng dồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 : K Fα = 1,13
• K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong đó: {δ F = 0,006 g o = 73 tra bảng 6.15 và 6.16 :
Theo công thức 6.2 và 6.2a trang 91,92 [1]
❖ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân răng
❖ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đư ợc tâp trung ứng suất, trong đó mô đun tính bằng mm
❖ KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da ≤400(mm)
• Ta có : {σ F1 = 99,42 Mpa < [σ F1 ] = 287,39 Mpa σ F2 = 96,73 Mpa < [σ F1 ] = 270,14 Mpa}
Thoả điều kiện về độ bền uốn
2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải : Kqt = T max
T = 1 ( Do tải trọng tĩnh) Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42) : σ Hmax = σ H √Kqt ≤ [σ Hmax ]
Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43) : σ F1max = σ F1 √Kqt = 99,42√1 = 99,42 (Mpa) < [σ F1max ] = 464 (Mpa) σ F2max = σ F2 √Kqt = 96,73√1 = 96,73 (Mpa) < [σ F2max ] = 360 (Mpa)
2.9 Các thông số và kích thước bộ truyền
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Số răng bánh nhỏ 𝑍 1 35 (răng)
Số răng bánh lớn 𝑍 2 86 (răng) Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑 1 92,11 (𝑚𝑚) Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑 2 226,32 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 460,88 (𝑀𝑃𝑎)
Bảng kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn 𝑃 1 6,3 (kW)
Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛 1 292,68 (vòng/phút)
Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇 1 205566 (𝑁𝑚𝑚)
Thời gian làm việc 𝐿 ℎ 18000 (giờ)
Mô đun pháp/ mô đun 𝑚 𝑛 hoặc 𝑚 2,5 (𝑚𝑚)
Số răng bánh lớn là 86 (răng), với đường kính vòng lăn bánh nhỏ 92,57 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn 227,44 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ là 97,11 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh bánh lớn là 231,32 mm Đường kính vòng đáy nhỏ là 85,86 mm, còn đường kính vòng đáy lớn là 220,07 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 460,88 MPa.
Xác định số đai z
• Số dây đai được xác định theo công thức: z ≥ P 1 K d
K đ = 1,0: tải trọng không đổi, quay 1 chiều
1.8 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
• Lực căng ban đầu trên đai:
• Lực tác dụng lên trục:
Bảng thông số bộ truyền đai:
Thông số Kí hiệu Gía trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn P1 6,63 kW
Tốc độ quay trục dẫn n1 720 Vòng/phút
Loại đai và tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1 224 mm Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ α1 155 Độ
Lực tác dụng lên trục Fr 1325,69 N
• Công suất trên trục bánh răng dẫn P1= 6,3 (kW)
• Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n1 = 292,68 (vòng/phút)
• Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn là T1 = 205566 (Nmm)
2.2 Chọn vật liệu cho bánh răng:
Chọn vật liệu 1 cấp của 2 bánh răng như sau theo bảng số liệu 5.1 như sau:
• Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241÷285, có σb1 = 850 Mpa, σch1 = 580 Mpa
• Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192÷240, có σb2 = 750 Mpa, σch2 = 450 Mpa
2.3 Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 5.2 với thép C 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180÷ 350 σ Hlim 0 = 2HB + 70; SH = 1,1; σ Flim 0 = 1,8HB; SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó: Σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa Σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa Σ Flim1 0 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa Σ Flim2 0 = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 Mpa
Trong đó : c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay, c =1 n : vận tốc vòng của bánh răng
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5 x 300 x 2 x 6 = 18000 giờ
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được: [σ H ] = σ Hlim 0 (KHL/SH)
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)
Như vậy theo (5.4), vì bộ truyền quay 1 chiều KFO = 1, ta được:
1,75 = 265,89 Mpa Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):
2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
• T : môment xoắn trên trục chủ động : T1 = 205566 (N.mm)
• [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = 504,5 (Mpa)
• ψba,ψbd :hệ số chiều rộng vành răng :
Tra bảng 5.5 với bộ truyền đối xứng, HB < 350, ta chọn giá trị ψ ab = 0,3
Theo công thức 5.17: ψ bd = 0,53 ψ ba (u n + 1) = 0,53.0,3 (2,5 + 1) = 0,56
K Hβ =1,1: hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, theo bảng 5.6 a w1 = K a (u + 1) √ T 1 K Hβ
Theo tiêu chuẩn chọn aw1 = 160 mm
2.5 Xác định các thông số ăn khớp
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2,5 (mm)
2.5.2 Xác định số răng và góc nghiên β: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng
Tỷ số truyền thực tế là:
Sai số tỉ số truyền: ∆u = |u t −u| u 100% = |2,457−2,5|
2,5 100% = 1,72% < 2% (thỏa điều kiện sai số cho phép)
2.6 Kiểm nghiệm răng về đô bền tiếp xúc
Theo (5.25) Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện sau: Σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H (u+1) b w u.d w 2 ≤ [σ H ]
❖ ZM = 274 (Mpa) 1/3 : hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
❖ Z H = √ 2 cos β sin 2α wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Tgβ b = cosα t tgβ = 2,709 ⇒ βb = 17,06 0
Theo TCVN/1065-71: α = 20 0 Αt = arctg( tgα cos β) = arctg( tg20
Vậy ZH = √ 2 cos(β b ) sin(2α wt )= √ 2 cos(17,06) sin ( 2.20,96 0 ) = 1,692
❖ Z ε : Hệ số sự trùng khớp của răng ε β = b w sin β mπ =0,3.160.sin(18,19)
2,5π = 1,908 > 1 (ε β : Hệ số tăng khớp dọc) Vậy tính Z ε theo công thức
❖ KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39 trang 106 [1]
KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Chọn KHβ = 1,02
KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ăn khớp bánh răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ: d1 = Z 1 m n cos β = 35.2,5
0,95 = 92,11 mm Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2a w u m +1= 2.160
Theo bảng 6.11 ta chọn cấp chính xác là 9 Ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13
❖ KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
12 δH = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15 trang
- g 0 = 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 trang 107 [1]
❖ Xác định ứng suất cho phép :
❖ ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
❖ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
Cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi gia công cần đạt độ nhám R a = 1,25 … 0,63 μm ⇒ Z R = 1
❖ KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh rang
Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d a ≤ 700mm ⇒ K xH = 1
[σ H ] cx = 490,9.1.1.1 = 490,9(Mpa) Vậy ta có σ H = 460,88 Mpa < [σ H ] = 490,9 (Mpa) Thoả điều kiện ứng suất
2.7 Kiểm nghiệm răng về đô bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không để vượt
13 quá 1 giá trị cho phép
❖ T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động: T1 = 205566 (N.mm)
❖ bw -Chiều rộng vành răng b W = ψ ba a wt = 0,3.160 = 48 mm
❖ dw – đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1 ,57 mm
❖ Yε = 1/εα: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với εα là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức: ε α = [ 1,88 − 3,2 (1
❖ Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của của răng với răng thẳng Y β = 1
❖ Y F1 ;Y F2 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương và hệ số dich chỉnh
❖ KF-hệ số tải trọng khi tính về uốn:
• K Fβ Hệ số kể đến sự phân bố không đều trong chiều rộng vành khi tính về uốn tra bảng 6.7 trang 98 [1] ⇒ K Fβ = 1,02
• K Hα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng dồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 : K Fα = 1,13
• K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong đó: {δ F = 0,006 g o = 73 tra bảng 6.15 và 6.16 :
Theo công thức 6.2 và 6.2a trang 91,92 [1]
❖ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân răng
❖ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đư ợc tâp trung ứng suất, trong đó mô đun tính bằng mm
❖ KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da ≤400(mm)
• Ta có : {σ F1 = 99,42 Mpa < [σ F1 ] = 287,39 Mpa σ F2 = 96,73 Mpa < [σ F1 ] = 270,14 Mpa}
Thoả điều kiện về độ bền uốn
2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải : Kqt = T max
T = 1 ( Do tải trọng tĩnh) Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42) : σ Hmax = σ H √Kqt ≤ [σ Hmax ]
Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43) : σ F1max = σ F1 √Kqt = 99,42√1 = 99,42 (Mpa) < [σ F1max ] = 464 (Mpa) σ F2max = σ F2 √Kqt = 96,73√1 = 96,73 (Mpa) < [σ F2max ] = 360 (Mpa)
2.9 Các thông số và kích thước bộ truyền
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Số răng bánh nhỏ 𝑍 1 35 (răng)
Số răng bánh lớn 𝑍 2 86 (răng) Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑 1 92,11 (𝑚𝑚) Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑 2 226,32 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 460,88 (𝑀𝑃𝑎)
Bảng kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn 𝑃 1 6,3 (kW)
Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛 1 292,68 (vòng/phút)
Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇 1 205566 (𝑁𝑚𝑚)
Thời gian làm việc 𝐿 ℎ 18000 (giờ)
Mô đun pháp/ mô đun 𝑚 𝑛 hoặc 𝑚 2,5 (𝑚𝑚)
Số răng bánh lớn là 86 (răng), với đường kính vòng lăn bánh nhỏ 92,57 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn 227,44 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ là 97,11 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh bánh lớn đạt 231,32 mm Đường kính vòng đáy nhỏ là 85,86 mm, còn đường kính vòng đáy lớn là 220,07 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng là 460,88 MPa.
Bộ truyền bánh răng
• Công suất trên trục bánh răng dẫn P1= 6,3 (kW)
• Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n1 = 292,68 (vòng/phút)
• Moment xoắn trên trục bánh răng dẫn là T1 = 205566 (Nmm)
2.2 Chọn vật liệu cho bánh răng:
Chọn vật liệu 1 cấp của 2 bánh răng như sau theo bảng số liệu 5.1 như sau:
• Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241÷285, có σb1 = 850 Mpa, σch1 = 580 Mpa
• Bánh lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192÷240, có σb2 = 750 Mpa, σch2 = 450 Mpa
2.3 Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 5.2 với thép C 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180÷ 350 σ Hlim 0 = 2HB + 70; SH = 1,1; σ Flim 0 = 1,8HB; SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó: Σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa Σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa Σ Flim1 0 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa Σ Flim2 0 = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 Mpa
Trong đó : c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay, c =1 n : vận tốc vòng của bánh răng
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5 x 300 x 2 x 6 = 18000 giờ
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được: [σ H ] = σ Hlim 0 (KHL/SH)
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)
Như vậy theo (5.4), vì bộ truyền quay 1 chiều KFO = 1, ta được:
1,75 = 265,89 Mpa Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):
2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
• T : môment xoắn trên trục chủ động : T1 = 205566 (N.mm)
• [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = 504,5 (Mpa)
• ψba,ψbd :hệ số chiều rộng vành răng :
Tra bảng 5.5 với bộ truyền đối xứng, HB < 350, ta chọn giá trị ψ ab = 0,3
Theo công thức 5.17: ψ bd = 0,53 ψ ba (u n + 1) = 0,53.0,3 (2,5 + 1) = 0,56
K Hβ =1,1: hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, theo bảng 5.6 a w1 = K a (u + 1) √ T 1 K Hβ
Theo tiêu chuẩn chọn aw1 = 160 mm
2.5 Xác định các thông số ăn khớp
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2,5 (mm)
2.5.2 Xác định số răng và góc nghiên β: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng
Tỷ số truyền thực tế là:
Sai số tỉ số truyền: ∆u = |u t −u| u 100% = |2,457−2,5|
2,5 100% = 1,72% < 2% (thỏa điều kiện sai số cho phép)
2.6 Kiểm nghiệm răng về đô bền tiếp xúc
Theo (5.25) Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện sau: Σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H (u+1) b w u.d w 2 ≤ [σ H ]
❖ ZM = 274 (Mpa) 1/3 : hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
❖ Z H = √ 2 cos β sin 2α wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Tgβ b = cosα t tgβ = 2,709 ⇒ βb = 17,06 0
Theo TCVN/1065-71: α = 20 0 Αt = arctg( tgα cos β) = arctg( tg20
Vậy ZH = √ 2 cos(β b ) sin(2α wt )= √ 2 cos(17,06) sin ( 2.20,96 0 ) = 1,692
❖ Z ε : Hệ số sự trùng khớp của răng ε β = b w sin β mπ =0,3.160.sin(18,19)
2,5π = 1,908 > 1 (ε β : Hệ số tăng khớp dọc) Vậy tính Z ε theo công thức
❖ KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39 trang 106 [1]
KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Chọn KHβ = 1,02
KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ăn khớp bánh răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ: d1 = Z 1 m n cos β = 35.2,5
0,95 = 92,11 mm Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2a w u m +1= 2.160
Theo bảng 6.11 ta chọn cấp chính xác là 9 Ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13
❖ KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
12 δH = 0,002 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15 trang
- g 0 = 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 trang 107 [1]
❖ Xác định ứng suất cho phép :
❖ ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
❖ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc
Cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi gia công cần đạt độ nhám R a = 1,25 … 0,63 μm ⇒ Z R = 1
❖ KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh rang
Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d a ≤ 700mm ⇒ K xH = 1
[σ H ] cx = 490,9.1.1.1 = 490,9(Mpa) Vậy ta có σ H = 460,88 Mpa < [σ H ] = 490,9 (Mpa) Thoả điều kiện ứng suất
2.7 Kiểm nghiệm răng về đô bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không để vượt
13 quá 1 giá trị cho phép
❖ T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động: T1 = 205566 (N.mm)
❖ bw -Chiều rộng vành răng b W = ψ ba a wt = 0,3.160 = 48 mm
❖ dw – đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1 ,57 mm
❖ Yε = 1/εα: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với εα là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức: ε α = [ 1,88 − 3,2 (1
❖ Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của của răng với răng thẳng Y β = 1
❖ Y F1 ;Y F2 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương và hệ số dich chỉnh
❖ KF-hệ số tải trọng khi tính về uốn:
• K Fβ Hệ số kể đến sự phân bố không đều trong chiều rộng vành khi tính về uốn tra bảng 6.7 trang 98 [1] ⇒ K Fβ = 1,02
• K Hα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng dồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 : K Fα = 1,13
• K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong đó: {δ F = 0,006 g o = 73 tra bảng 6.15 và 6.16 :
Theo công thức 6.2 và 6.2a trang 91,92 [1]
❖ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt lưới chân răng
❖ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đư ợc tâp trung ứng suất, trong đó mô đun tính bằng mm
❖ KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da ≤400(mm)
• Ta có : {σ F1 = 99,42 Mpa < [σ F1 ] = 287,39 Mpa σ F2 = 96,73 Mpa < [σ F1 ] = 270,14 Mpa}
Thoả điều kiện về độ bền uốn
2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải : Kqt = T max
T = 1 ( Do tải trọng tĩnh) Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42) : σ Hmax = σ H √Kqt ≤ [σ Hmax ]
Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43) : σ F1max = σ F1 √Kqt = 99,42√1 = 99,42 (Mpa) < [σ F1max ] = 464 (Mpa) σ F2max = σ F2 √Kqt = 96,73√1 = 96,73 (Mpa) < [σ F2max ] = 360 (Mpa)
2.9 Các thông số và kích thước bộ truyền
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Số răng bánh nhỏ 𝑍 1 35 (răng)
Số răng bánh lớn 𝑍 2 86 (răng) Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑 1 92,11 (𝑚𝑚) Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑 2 226,32 (𝑚𝑚) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 460,88 (𝑀𝑃𝑎)
Bảng kết quả tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn 𝑃 1 6,3 (kW)
Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛 1 292,68 (vòng/phút)
Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇 1 205566 (𝑁𝑚𝑚)
Thời gian làm việc 𝐿 ℎ 18000 (giờ)
Mô đun pháp/ mô đun 𝑚 𝑛 hoặc 𝑚 2,5 (𝑚𝑚)
Số răng bánh lớn là 86, với đường kính vòng lăn bánh nhỏ là 92,57 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn là 227,44 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh nhỏ là 97,11 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh của bánh lớn là 231,32 mm Đường kính vòng đáy nhỏ đạt 85,86 mm và đường kính vòng đáy lớn là 220,07 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng được xác định là 460,88 MPa.