Tời Đồ án bao gồm những nội dung cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động cơ khí: tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc;thiết kế kết cấu ch
GIỚI THIỆU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
Giới thiệu tên hộp giảm tốc của hệ thống
- Tùy theo tỉ số truyền chung của HGT , người ta phân ra : HGT 1 cấp và HGT nhiều cấp.
- Tùy theo loại truyền động trong HGT phân ra: HGT bánh răng trụ, HGT bánh răng côn hoặc côn- trụ , HGT bánh vít- trục vit,…
Ưu, nhược điểm của các bộ truyền
Bánh răng trụ HGT được ưa chuộng nhờ vào tuổi thọ và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, cùng khả năng hoạt động hiệu quả trong nhiều phạm vi vận tốc và tải trọng khác nhau.
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp được sử dụng nhiều nhất ,tỉ số truyền khoảng từ 8- 40
Loại này có 3 dạng sơ đồ sau:
HGT 2 cấp tốc độ Đặc điểm Ưu điểm Nhược điểm
- Đơn giản dễ chế tạo - Bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ →Làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng
Công suất phân đôi ở cặp BR cấp nhanh hoặc cấp chậm
So với hộp giảm tốc khai triển:
+ Tải trọng phân bố đều cho các ổ.
+ Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.
+ Tại các tiết diện nguy hiểm của trục trung gian momen xoắn chỉ tương xứng với một nữa công suất truyền tới trục.
→ Nhẹ hơn khoảng 20% so với
So với hộp giảm tốc khai triển : + Chiều rộng của hộp tăng.
+ Cấu tạo bộ phận ổ phứ tạp hơn.
+ Số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng. Đồng trục
Đường tâm của trục vào và ra trùng nhau giúp giảm chiều dài của HGT, đồng thời tạo điều kiện cho việc bố trí thiết bị một cách gọn gàng hơn.
Khả năng tải cấp nhanh không được sử dụng tối đa do tải trọng tác dụng ở cấp chậm lớn hơn đáng kể so với cấp nhanh, mặc dù khoảng cách trục của hai cấp là giống nhau.
Cần bố trí các ổ đỡ đồng tâm bên trong hộp giảm tốc để đảm bảo hiệu suất hoạt động Tuy nhiên, việc này làm phức tạp cấu trúc gối đỡ và gây khó khăn trong quá trình bôi trơn các ổ đỡ này.
+ Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng cần phải gia tăng đường kính trục
Sử dụng thiết bị này khi không cần hai đầu ra cho trục quay nhanh và trục quay chậm, đồng thời yêu cầu thiết kế gọn gàng.
- Hộp giảm tốc trục vít :
+ Ưu điểm : với khuôn khổ kích thước nhỏ có thể thực hiện được tỉ số truyền lớn, làm việc êm.
Bánh vít có nhược điểm là hiệu suất thấp và nguy cơ dính, mòn tăng cao khi bộ truyền hoạt động lâu dài Ngoài ra, việc chế tạo bánh vít còn đòi hỏi sử dụng kim loại màu hiếm và đắt tiền, gây tăng chi phí sản xuất.
=> Vì vậy nên sử dụng hộp giảm tốc này làm việc trong những khoảng thời gian ngắn.
- Hộp giảm tốc bánh răng côn và côn trụ : côn được sử dụng khi cần truyền momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau.
+ Bánh răng côn được thiết kế để truyền động mượt mà, giảm thiểu tổn thất năng lượng và hiệu suất cao và có độ ồn thấp.
+ Có khả năng tải lớn, chịu được momen xoắn cao và được ứng dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp.
+ Giá thành chế tạo đắt hơn
+ Lắp ghép khó khăn vì bộ truyền bánh răng côn rất nhạy với sự không trùng đỉnh của các côn lăn do sai số chế tạo và lắp ghép.
+ Khối lượng và kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ.
Đặc điểm hộp giảm tốc
- Trong hệ thống dẫn động cơ khí sử dụng các bộ truyền bánh răng hoặc trục vít dưới dạng 1 tổ hợp biệt lập được gọi là hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc là thiết bị quan trọng trong các hệ thống cơ khí, giúp điều chỉnh tốc độ và mô men xoắn từ động cơ điện, đảm bảo đáp ứng nhu cầu của bộ phận công tác.
Vấn đề bôi trơn của hệ thống
Để giảm thiểu tổn thất công suất do ma sát, cần thực hiện bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Việc này không chỉ giúp giảm mài mòn mà còn đảm bảo khả năng thoát nhiệt hiệu quả, đồng thời phòng ngừa tình trạng han gỉ cho các chi tiết máy.
- Các phương pháp bôi trơn :
+ Bôi trơn ngâm dầu : bánh răng , trục vít , bánh vít ….
+ Bôi trơn lưu thông : các bộ truyền có vận tốc lớn …
+ Dầu công nghiệp được sử dụng rộng rãi nhất.
+ Dầu ô tô , máy kéo AK10 hoặc AK15 vv…
TÍNH TOÁN CÁC SỐ LIỆU BAN ĐẦU CỦA HỆ THỐNG
Phân tích phương án
Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là quá trình sáng tạo nhằm đáp ứng các nhiệm vụ thiết kế cụ thể Các nhà thiết kế cần vận dụng kiến thức, lý thuyết và kinh nghiệm thực tiễn để lựa chọn phương án tối ưu Mỗi nội dung thiết kế có thể có nhiều giải pháp khác nhau, vì vậy nhóm chúng em đã đề xuất một số phương án tính toán và so sánh để xác định phương án hợp lý nhất, phù hợp với tiêu chí kinh tế và yêu cầu kết cấu Để trình bày phương án một cách có kế hoạch và cụ thể, nhóm chúng em sẽ thực hiện theo các bước đã định sẵn.
Tiến hành xử lý số liệu, đề ra các phương án cụ thể thỏa mãn yêu cầu thiết kế.
Tính toán thiết kế động học : Tính công suất, chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền.
Tính toán thiết kế các bộ truyền : Bộ truyền ngoài( đai thang) và bộ truyền trong ( hộp giảm tốc 2 cấp khai triển bánh răng nghiêng).
Thiết kế trục và chọn gối đỡ.
Thiết kế vỏ hộp và dung sai lắp ghép
Tính toán thiết kế băng tải.
Thông qua từng bước thiết kế, chúng tôi sẽ kiểm tra các giá trị đã chọn để đảm bảo đáp ứng yêu cầu kỹ thuật, thực tiễn và nhu cầu kinh tế Dựa trên kết quả kiểm nghiệm, chúng tôi sẽ xác định thông số cuối cùng cho các chi tiết máy và lập bản vẽ cho đồ án thiết kế.
Tính công suất và chọn động cơ điện
2.2.1 Xác định công suất động cơ.
Theo công thức 2.8 19 [1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau :
Ptd - Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW
Pt - Công suất tính toán trên trục máy công tác, kW
- Hiệu suất truyền động chung của hệ thống. η=∏ i=1 n η i =η 1 η 2 η 3 (1.2)
Hiệu suất của các bộ truyền và cặp ổ trong hệ thống dẫn động được xác định bởi các giá trị 1, 2, 3 Các giá trị này được lựa chọn dựa trên bảng 2.3 trong sách "Tính toán thiết kế hệ động cơ khí Tập một", cung cấp thông tin chi tiết về trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ.
Theo đề , ta tính P t trong trường hợp tải trọng thay đổi:
- Công suất làm việc trên trục máy công tác :
- Công suất tính toán theo sơ đồ tải trọng:
P t =P tđ =P lv √ ( T T 1 ) 2 t 1 +( t 1 T T + 2 t ) 2 2 + t t 2 3 +( T T 3 ) 2 t 3 ¿P lv √ ( 1 ,3 T T ) 2 t 1 +( t 1 T T +t ) 2 2 + t t 2 3 +( 0 , T 3 T ) 2 t 3 Do thời gian t1 (3s) quá nhỏ nên có thể bỏ qua, nên ta có :
Hiệu suất truyền động chung của hệ: η = η dai η br−non η br−tru η cap−o 4 η noi−truc ŋ=ŋ noi-truc ŋ br-non ŋ br-tru ŋ 4 cap-o ŋ xich
Hiệu suất của các bộ truyền trong hệ thống truyền động rất quan trọng Cụ thể, hiệu suất nối trục đạt 1, hiệu suất bộ truyền bánh răng nón răng thẳng là 0,96, trong khi bộ truyền bánh răng trụ có hiệu suất 0,97 Đối với ổ bi, hiệu suất là 0,99, và hiệu suất của bộ truyền đai đạt 0,95 Những thông số này giúp đánh giá hiệu quả hoạt động của các bộ phận trong hệ thống.
Vậy công suất cần thiết của động cơ là:
2.2.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
- Xác định số vòng quay của trục công tác: n lv `000 v π D`000 0,95 π.310Y(vòng ph )
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền: u ht =u đ u h =¿ 3,15.16= 50,4
Trong đó: + Tra bảng 2.4 21 [1], ta chọn được: u đ = 3,15, u h
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
N sb =n lv u ht P,4.59)73,6( vòng ph )
2.2.3 Quy cách chọn động cơ.
- Kết hợp với điều kiện:{ P đ c ≥ P n đ b ct ≥ n =3 sb , 29
- Mômen mở máy thỏa điều kiện:
- Chọn số vòng quay đồng bộ n đb (80( vòng phút )
- Tra bảng phụ lục 236 1.3 [1] trong tài liệu “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động”
Kiểu động cơ Công xuất (kW)
Số vòng quay (vòng/phút) cos φ η % T K /T dn
Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống dẫn động
- Theo công thức 3.23 48 [1], ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ: u t =n dc n lv (80
• ut tỉ số truyền chung của hệ thống
• nđc số vòng quay động cơ đã chọn
• nlv số vòng quay của trục ở bộ phận công tác (tang của băng tải, tang của tời cuốn)
- Tỷ số truyền của bộ truyền bên trong HGT: u t =u h u đ
• ut – Tỷ số truyền chung của hệ thống
• uđ – Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài HGT (bộ truyền đai)
• uh – Tỷ số truyền của bộ truyền bên trong HGT.
- Kiểm tra sai số về tỉ số truyền: u t = u đ u h = u đ u1 u2 = 3,15.4,2.3,7H,951 u=¿|48 ,81 48,951 − 48,951| ¿ 0 , 28 % ≤ 4 %
Sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không nên quá lớn Để đảm bảo hiệu suất hoạt động, các bộ phận truyền bánh răng trong hộp giảm tốc cần được bôi trơn đồng đều bằng phương pháp ngâm dầu.
Tính toán động học cho hệ thống dẫn động
2.4.1 Công suất trên các trục.
2.4.2 Số vòng quay của các trục. n dc (80( vg ph ) n 1 =n dc u d (80
2.4.3 Momen xoắn trên các trục.
Nhận xét
Lập bảng thông số động học Động cơ I II III Tang
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Thiết kế các bộ truyền ngoài
Đai vải cao su là lựa chọn lý tưởng cho động cơ điện có công suất nhỏ nhờ vào sức bền và độ đàn hồi cao, đồng thời ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ và độ ẩm.
- Đường kính bánh đai nhỏ: d 1 = (1100÷1300)√ 3 N n đc đc =( 1100 ÷ 1300 ) √ 3 4 2880 ,09 = (123,64÷146,12) (mm)
=> Chọn d 1 theo tiêu chuẩn: d 15 (mm)
- Chọn hệ số trượt tương đối: ε =0,01
- Đường kính bánh đai lớn d 2 = d 1 (1 – ε ) u đ = 125.(1 – 0,01).3,15 = 389,8 (mm)
=> Chọn d2 theo điều kiện tiêu chuẩn: d 2 = 400 (mm)
- Tỉ số truyền thực tế: u t = d d 2
=> Không sai khác trên (3 ÷ 5)% => Thỏa mãn điều kiện.
- Xác định khoảng cách trục a và chiều dài L:
- Kiểm nghiệm lại khoảng cách trục:
- Số vòng chạy của đai: i = v L = 3837 18 , 85 , 27 = 4,9
=> L thoản mãn yêu cầu về tuổi thọ
- Tính góc ôm đai α 1 của bánh đai nhỏ: α 1 = 180 O - 57 ( d 2 − d 1 ) a = 180 O - 57 ( 400−125 1500 ) = 169,55 O
- Chọn trước chiều dày đai δ :
1 ] = 40 1 (nên dùng cho đai vải cao su)
=> Dùng loại đai không có lớp lót, 3 lớp trị số chuẩn đai δ = 3
+ Tính ứng suất có ích cho phép:
Chọn ứng suất ban đầu: δ o = 1,8 Mpa (đai dẹt)
+ Ứng suất cho phép theo thực nghiệm:
Tra bảng 4.9 56 [1], ta chọn: K 1=2,5; K 2= 10 (đai vải cao su)
140 = 2,26 (MPa) Tra bảng 4.10 57 [1], ta chọn:
+ Hệ số ảnh hưởng góc ôm: C ∝ =1−0,003.(180−α 1 )
+ Hệ số ảnh hưởng vận tốc: C v = 1 - K v (0,01 v 1
+ Hệ số ảnh hưởng bố trí góc nghiên bộ truyền:
⇒Chọn b theo tiêu chuẩn b = 32 (mm)
- Tính bề rộng bánh đai B:
Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Trong thiết kế hộp giảm tốc với công suất trung bình hoặc nhỏ, không cần yêu cầu đặc biệt và quan điểm thống nhất hóa Để cải thiện khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn với độ cứng thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị Vật liệu cho hai cấp bánh răng nên được chọn giống nhau.
Bảng 8 Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng Theo bảng 6.1 92 [1], ta chọn :
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có δ b 1= 850 MPa, δ ch 1
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có δ b 2 = 750 MPa, δ ch2
- Ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng cho bánh nhỏ HB 1 = 245, bánh lớn HB 2 = 230
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất với chu kỳ cơ sở:
Theo bảng 6.1 92[1]với thép 45 tôi cải thiện, chọn: σ Hlim1 o = 2 HB 1 + 70= 2.245 + 70 V0 MPa, S H = 1,1 σ Hlim2 o = 2 HB 1 + 70= 2.230 + 70 S0 MPa, S H = 1,1
+ Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở về tiếp xúc
+ Số chu kì tương đương :
Thời gian phục vụ (tuổi thọ): L h = 8.300.5,5200 (giờ)
- Như vậy xác định được:
H 2 = 530 1 1 ,1 = 481,8 MPa Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nón răng thẳng
Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên
- Ứng xuất uốn cho phép:
+ Ứng suất cho phép ứng với chu kỳ cơ sở:
Theo bảng 6.2 94 [1] với thép 45 tôi cải thiện, chọn: σ Flim o 1 = 1,8 HB 1= 1,8.245= 441 MPa, S F = 1,75 σ Flim o 2 = 1,8 HB 1= 1,8.230= 414 MPa, S F = 1,75
+ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về uốn
+Số chu kì tương đương:
- Ứng xuất quá tải cho phép:
3.2.3 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng a) Xác định chiều dài côn ngoài:
- Theo công thức : Re = KR
- Với bộ truyền răng thẳng bằng thép, Kd = 100 (MPa) 1/3 , ta tính được KR - hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng KR = 0,5.Kd = 50 (MPa) 1/3 ;
Kbe = b/Re = 0,25 0,3: Hệ số chiều rộng vành răng, chọn Kbe = 0,25
- Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, tra bảng , với:
0,25.4,2 2−0,25 = 0,6 ; với trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I,
Từ đó: Re = 50√ 4 , 2 2 + 1 √ 3 ( 1 − 0 ,25 40632 ) 0 ,25.4 ,08.1.15 ,2 ( 481 , 8 ) 2 = 137 mm b) Xác định các thông số ăn khớp:
Tra bảng , với bánh răng côn răng thẳng, TST u = 4.2 Z1P = 16
- Đường kính trung bình, môđun trung bình và môđun vòng ngoài:
+ Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1
- Theo bảng , theo tiêu chuẩn lấy mte = 2,5 mm. mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 2,5(1 – 0,5.0,25) = 2,1875 mm
- Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 110 răng.
- Góc côn chia: = arctg(Z1/Z2) = arctg(26/110) = 13,29 0
- Theo bảng với Z1 = 26 và u=4,2, ta chọn hệ số dịch chỉnh:
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = Z1.mtm = 26.2,1875 = 56,875 mm.
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm2 = Z2.mtm = 110.2,1875 = 240,625 mm.
Re = 0,5.mte = 0,5.2,5.√ 26 2 + 110 2 = 141,289 mm. c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ZM = 274 (MPa) 1/3 - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng: tra bảng
ZH = 1,76 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng với = 0 0 và xt = x1 + x2 = 0.
Z = = √ 4−1,728 3 = 0,8702 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,
Trong đó:+ = [1,88 – 3,2 ] cos (Theo công thức )
= 1,88 – 3,2( 26 1 + 110 1 ) = 1,728 : hệ số trùng khớp ngang
+ KH = K K KHv (Theo công thức ): hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
+ K = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh côn răng thẳng;
- Theo bảng chọn cấp chính xác 8 (ccx theo vận tốc vòng v 4)
Trong đó = 0,006 – Theo bảng ; g0 = 56 – Theo bảng
Thay tất cả các hệ số tìm được vào công thức ta tính được :
Trong đó: + Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+ZR = 0,95 : hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc + KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng
Như vậy < [ ]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúc. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:
- Theo công thức : = 2T1.KF.Y Y YF1/(0,85bmtmdm1)
+K = 1,25: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
= 0,6 + Y = 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng
+ Với số răng tương đương: ZV1 = Z1/cos = 26/cos13,17 0 = 26,71
+ Ta có các hệ số dạng răng: YF1 = 3,45 ; YF2 = 3,67.
Từ đó thế các hệ số vào công thức , tính được :
Vậy độ bền uốn được đảm bảo. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Theo công thức : max D9,53√ 1 , 3= 512,5 MPa < [ ]max = 1260 MPa Với kqt = T max
+ σ F2 max = 94,75.1,3 = 123,175 MPa < [ ]max = 360 MPa. Độ bền khi quá tải đảm bảo. f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Chiều dài côn ngoài Re = 141,289 mm
Môđun vòng ngoài mte = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng bw = 35,32 mm
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,38 x2 = - 0,38 g) Các thông số khác:
Theo bảng : Đường kính chia ngoài de = mteZ1 de1 = 65 mm de2 = 275 mm Góc côn chia (lăn) δ 1 ,17 0 δ 2 =7 6 , 29 0
Chiều cao răng ngoài he = 2htemte + c he = 5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài được tính bằng công thức hae2 = 2htemte – hae1, với hae1 = 3,45 mm và hae2 = 1,55 mm Chiều cao chân răng ngoài được xác định qua hfe1,2 = he – hae1,2, trong đó hfe1 = 2,05 mm và hfe2 = 3,95 mm Đường kính đỉnh răng ngoài được tính bằng dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos, với dae1 = 71,72 mm và dae2 = 275,7 mm.
3.2.4 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng a) Xác định khoảng cách trục:
Trong đó: + ψ ba = 0,3 theo bảng 6.6 97 [1]
+ Ka = 49,5 đối với bánh răng thẳng theo bảng 6.5 96 [ 1]
⇒ Chọn a w = 220 mm. b) Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức 6.17 97 [1]: m = (0,01 ÷ 0,02) aw = (2,1 ÷ 4,2) mm
+ Số răng bánh nhỏ: Z 1 = m 2 ( u+1 a w ) = 2 ,5 2.220 ( 3,7+1)= 37,45 ⇒ Chọn Z1= 37 răng
+ Số răng bánh lớn: Z 2 = uZ 1 = 3,7.37= 136,9 ⇒ Chọn Z2= 137 răng
- Kiểm nghiệm lại khoảng cách trục: a w = m ( Z 1 + Z 2 )
Tăng lên 1 khoảng với a w "0mm
- Tính hệ số dịch tâm theo công thức 6.22 100[1]: y= a w m−0,5( z 1 + z 2 )= 220 2 − 0 ,5 ( 37 + 137 )= 1
(37+137)=¿ 5,75 Theo bảng 6.10 101 a [1] tra được kx= 0,2465
- Do đó theo công thức 6.24 100 [1 ], hệ số giảm đỉnh răng là: Δ = k x ( z 1 + z 2 )
- Tổng hệ số dịch chỉnh: xt=y+ Δ y= 1+ 0,043= 1,043
- Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 tính theo công thức 6.26 101 [1]: x1= 0 ,5 [ x t − ( z 2 z − 1 +z z 1 ) 2 y ] = 0 ,5 [ 1 043 − ( 137−37 137+ 37 ) 1 ] =¿ 0,23 x2= xt-x1= 1,043- 0,23= 0,813
- Theo công thức 6.27 101 [1], góc ăn khớp là:
- Xác định chính xác β : cos β = m( Z 2 1 a + Z 2 ) w
2.220 = 1 ⇒ β=¿0 0 c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σ H = z M z H z ε √ 2 T b I K w μ H m d ( μ w 2 m 1 + 1 )
Trong đó: +Theo bảng 6.5 96 [1]: Z M = 274 ( MPa ) 1 3
+ Ta có góc nghiêng β =0 o , theo bảng 6.12 106 [1], chọn:
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = 1,71
+ Hệ số trùng khớp ngang: ε ∝ = [ 1 , 88−3 ,2( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos β = [ 1 , 88−3 ,2( 37 1 + 137 1 ) ] cos 0 o =1,77
+ Hệ số kể đến sự trùng hợp của răng:
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w = 2 μ a w1 m +1 = 3 , 2.220 702+1 = 93,58 (mm)
+ Vận tốc bánh chủ động: v 1 = π d w 1 n 1
Theo bảng 6.13 106 [1], chọn cấp chính xác là 9
Trong đó: + Theo bảng 6.15 107 [1], chọn δ H = 0,006
+ Chiều rộng bánh răng: b w = Ψ ba a w 1 = 0,3.220f (mm)
+ Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp:
II K Hβ K H ∝ = 1+ 2.162317 3 ,66.66 93 , 98.1 ,13.1 , 58 ,06 = 1,058 + Hệ số tải đến khi tiếp xúc:
Theo công thức 6.1 91[1], với v = 1,07 m/s