Phan ii

PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN 2.1.Bộ truyền đai thang. C¸c th«ng sè ®Çu vµo: C«ng suÊt trªn trôc chñ ®éng: P1 = 3,389 kW M« men xo¾n trªn trôc chñ ®éng: T1 = 22397,89Nmm. Tốc độ trục chñ ®éng: n1 = 1445 vßng/phót Tû sè truyÒn : u = 4 2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai Chọn tiết diện đai thang: Theo hình 4.1 tài liệu 1: Với Pđc =4 kW , nđc = 1445 vòng/phút chọn loại đai thang thường tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4.13 tài liệu 1: Ký hiệuKích thước tiết diện, mmDiện tích tiết diện A, mm2Đường kính bánh đai nhỏ d1, mmChiều dài giới hạn l, mmbtBhyo A1113 82,881100 200560 4000 Mặt cắt của đai thang Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang: 2.1.2.Tính toán sơ bộ đai Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = (5,2...6,4) Với T1: mômen xoắn trên trục chủ động. T1=Tđc=22397,89 N.mm d1 = (5,2…6,4) .322397,89 = (146,58 ... 180,4) Chọn d1 = 160mm Kiểm tra vận tốc đai: VËn tèc ®ai: v = <vmax với vmax = 25 m/s thoả mãn điều kiện. Chọn đường kính bánh đai lớn: Theo CT (4.2) tài liệu 1: Hệ số trượt: = 0,01-0,02 chọn ε = 0,015 d2 = u . d1 .(1 - ) = 4 .160(1 - 0,015) =630,4(mm) Theo bảng 4.21 tài liệu 1 chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 630 mm ,[object Object], = Sai số tỉ số truyền là: sai lÖch gi÷a tØ sè truyÒn míi vµ tØ sè truyÒn cò lµ rÊt nhá cã thÓ gi÷ nguyªn c¸c th«ng sè ®· chän. Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai Theo bảng 4.14 tr.60 tài liệu 1 chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2: a=0,95. d2 = 0,95.630=598,5 Kiểm tra điều kiện a theo CT 4.14 tr.60 tài liệu 1: 0,55(d1 + d2) + h a 2(d1 + d2) 0,55(d1 + d2) + h = 0,55(160+ 630) + 8 = 434,5 2(d1 + d2) = 2(160 + 630) = 1580 434,5 a 1580 (thỏa mãn điều kiện). Theo CT 4.4 tài liệu 1 Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai: L = 2a + 0,5 () + = 2.598,5 + 0,5. (160 + 630) + () = 2530,2 (mm) Theo bảng 4.13 tài liệu 1 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2800 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo công thức 4.15 tài liệu 1: với imax = 10 vòng/giây ,[object Object],Theo CT 4.6 tr.54 tài liệu 1: Trong đó: Theo CT 4.7 tr.54 tài liệu 1 , góc ôm bánh đai nhỏ 1 > min = 120o thoả mãn điều kiện 2.1.3. Xác định số đai z: Theo CT 4.16 tr.60 tài liệu 1: Trong đó: +PI : Công suất trên trục bánh đai chủ động,kW. +[P0]: Công suất cho phép,kW +Kđ : hệ số tải trọng động. + C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1. + Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. + Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền. + Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Theo bảng 4.7 tr.55 tài liệu 1 Kđ = 1,2 víi ®éng c¬ dÉn ®éng lo¹i I. Theo bảng 4.15 tr.61 tài liệu 1 C = 0,9 với = 144o Với +l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét. +lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tr.62 tài liệu 1. Theo bảng 4.16 tr.61 tài liệu 1 Cl = 1,05 Theo bảng 4.17 trang 61 tài liệu 1 Cu = 1,14 với u = 4>3 Theo bảng 4.19 trang 62 tài liệu 1 [Po] = 3,35 kW với v = 12,1 m/s và d1 = 160 mm P1/ [P0] =3,389/3,35 = 1,01 Theo bảng 4.18 tr.61 tài liệu 1 Cz = 1 Do đó z = 3,389.1,2/(3,35.0,9.1,05.1,14.1) =1,13 Vậy chọn số đai z = 2 Chiều rộng của bánh đai Theo công thức 4.17 tài liệu 1 B = (z - 1) . t + 2e Vớiz = 2,t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu 1 B = (2 - 1) . 15 + 2 . 10 =35 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ (với ho = 3.3) da1 = d1 + 2ho = 160 + 2.3,3 = 166,6 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai lớn: da2 = d2 + 2ho =630+2.3,3=636,6 (mm) 2.1.4.Xét lực căng bánh đai +Xác định lực căng ban đầu: Theo CT (4.19) tr.63 tài liệu 1: Trong đó: + Lùc c¨ng do lùc li t©m t¹o ra: Fv = qm.v2 qm: khối lượng 1 m chiều dài đai Theo bảng 4.22 tr.64 tài liệu 1: qm = 0,105 kg/m + v: vận tốc vòng =12,1(m/s) Fv =0,105.12,12=15,37 (N) + P1: công suất trên bánh đai chủ động ,Kw. Vậy lực căng ban đầu: F0 = + 15,37 = 161 (N) +Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr.64 tài liệu 1: Fr = 2Fo . z . sin(1/2) = 2.161.2.sin(143,9 /2) Fr = 612,3 (N) Bảng thông số truyền đai. Thông sốGiá trịĐường kính bánh đaiBánh đai nhỏBánh đai lớnd1=160 (mm)d2=630 (mm)Đường kính ngoài bánh đaida1=166,6 (mm)da2=636,6(mm)Chiều rộng bánh đai B= 35 (mm)Số đai Z=2 (đai)Khoảng cách trục a= 742,3 (mm)Chiều dài đail= 2800 (mm)Lực căng ban đầu Fo= 161 (N)Lực tác dụng nên trụcFr= 612,3 (N) 2.2.Bộ truyền xích. Số liệu đầu vào: Công suất trên trục chủ động P1x = PI = 3,06 kW Số vòng quay trên trục chủ động n1x = nII = 85,46 v/ph Tỷ số truyền ux = 2,5 Đặc tính làm việc: vừa; bộ truyền làm việc 2 ca. 2.2.1. Chọn loại xích: Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao. 2.2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích. a. Chọn số răng đĩa xích Theo bảng 5.4 tr.80 tài liệu 1 với ux = 2,5 ta chọn số răng đĩa nhỏ z1 = 26 (răng). Do đó số răng đĩa xích lớn: z2 = ux. z1 zmax Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 26 = 65 (răng) b. Xác định bước xích p. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết theo CT 5.3 tr.81 tài liệu 1: Pt = P. k. kz. kn [P] Trong đó: Pt - Công suất tính toán (kW); P - Công suất cần truyền; P = 3,06 (KW); kz - Hệ số răng ; kz = = = 1 kn - Hệ số vòng quay với n01=50 v/ph : kn = = 0,585 Hệ số sử dụng : k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 tr.82 tài liệu 1,với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 20o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…50)p, ta có ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,35; kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25; ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,35. 1,25 = 2,74 Pt = 3,06. 2,74. 1. 0,585 = 4,9 (KW) Theo bảng 5.5 tr.81 tài liệu 1 víi n0 = 50 vg/ph, chän bé truyÒn xÝch 1 d·y cã bíc xÝch p = 31,75 mm tho¶ m·n ®iÒu kiÖn mßn Pt = 4,9 kW < [P] = 5,83kW c.Tính khoảng cách trục sơ bộ: Ta chọn asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm); Ta xác định số mắt xích theo công thức: x = + + x = + + = 126,46 Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 126, tính lại khoảng cách trục theo công thức: a = 0,25.p Theo đó, ta tính được: a = 0,25.31,75 a =1262,5 = 1263 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng: a = (0,002…0,004)a , ta chọn a = 0,003a 4 (mm) a = a- a = 1189 - 4 = 1259 (mm) Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = [i] i = = 1,176 Theo bảng 5. 9 tr.85 tài liệu 1 , ta có: [i] = 25; i = 1,176< [i] = 25, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích. 2.2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền. Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s = ≥ [s] Trong đó: + Qx - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2– tr.78 tài liệu 1, ta có: + Qx = 88,5 kN = 88500 N; +kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5.6– tr.82 tài liệu 1, với trường hợp tải trọng va đập trung bình, ta chọn kđ = 1,2 v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: v = = = 1,176 (m/s) + Ftx - Lực vòng trên đĩa xích: Ftx = = = 2602 (N) + Fvx - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 = 3,8. (1,176)2 = 5,255 (N) với q = 3,8 là khối lượng một mét xích tra trong bảng 5.2. + F0x - Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra F0x = 9,81. kf. q. a Trong đó : kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền. kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với phương nằm ngang; a là khoảng cách trục (m). F0x = 9,81. 4. 3,8. 1,259 = 187,73 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 26,69 Theo bảng 5.10 tr.86-tài liệu 1: với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5 s = 26,69 > [s] = 8,5vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 2.2.4. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17 tr.86 tài liệu 1 và bảng 14-4b tr.20 tài liệu 2, ta xác định được các thông số sau: Đường kính vòng chia d1x và d2x : d1x = = = 263,4 (mm) d2x = = = 657,17 (mm) Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/26)] = 277,36 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/65)] = 672,27 (mm) Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = d1x - 2r , df2 = d2x - 2r ; Trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 với dl = 19,05 (mm), theo bảng 5.2 – tr.78 tài liệu 1. r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm) do đó: df1 = 263,4 - 2. 9,622 = 244,156 (mm) df2 = 657,17 - 2. 9,622 = 637,926 (mm) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Theo CT 5.18 tr.87 tài liệu 1: H = 0,47. [H] Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, (Mpa) tra bảng 5. 11 tr.86 tài liệu 1; kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z ,với z1 = 26 kr1 = 0,43 Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 2602 (N) Kđ - Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,2 ; Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvđ = 13. 10-7. n1x. p3. m Fvđ1 = 13. 10-7. 85,46. (31,75)3. 1 = 3,55 (N) kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy); E = - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1.105 MPa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5.12 tr.87 - tài liệu 1, ta có: A = 262 (mm2); Thay các số liệu trên vào công thức H ta tính được: - Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1: H1 = 0,47. = 487,84 (MPa) - Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 65 kr2 = 0,225 Fvđ2 = 13. 10-7. nIII. p3. m = 13. 10-7. 34,184. (31,75)3. 1 = 1,42 (N) H2 = 0,47. = 325,77 (MPa) H1 = 487,84 MPa < [H] = 600 MPa ; H2 = 325,77 MPa < [H] = 600 MPa; Như vậy ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn là HB170 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. 2.2.5. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích. Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Fr = kx. Ft Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 2602 (N); Fr = 1,15. 2602 = 2992,3 (N) Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích Thông sốKý hiệuGiá trịLoại xíchXích ống con lănBước xích p31,75Số mắt xích x126Khoảng cách trục a (mm)1259Số răng bánh xích nhỏ 26Số răng bánh xích lớn65Đường kính vòng chia bánh xích nhỏ (mm)263,4Đường kính vòng chia bánh xích lớn (mm)657,17Công suất tính toán pt (kW)4,9Hệ số an toàns26,69Hệ số an toàn cho phép[s]8,5Lực tác dụng lên trục Fr, N2992,3 2.3.Bộ truyền bánh răng. Số liệu đầu vào: Công suất trên trục chủ động P1r = PI = 3,187 kW Số vòng quay trên trục chủ động n1r = nI = 361,25 v/ph Moomen xoắn trên trục chủ động T1r = TI =84251,49 Nmm. Tỷ số truyền ur = 4,227 Đặc tính làm việc: vừa; bộ truyền làm việc 2 ca. 2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng B¸nh nhá : ThÐp 45 t«i c¶i thiÖn ®¹t ®é r¾n HB 241 285 cã: b1 = 850 MPa; ch1= 580 MPa. B¸nh lín : ThÐp 45, t«i c¶i thiÖn ®¹t ®é r¾n MB 192...240 cã: b2 = 750 Mpa; ch2 = 450 Mpa. 2.3. 2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác định theo CT 6.1a và 6.2a tr.93 tài liệu 1: [H] = [F] = Trong đó: và lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.2 tr .94 tài liệu 1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có: = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh răng lớn HB2 =230. Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có: = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa; = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ; = 1,8 . HB = 1,8 . 230 = 414 MPa ; KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với KFC =1 khi đặt tải một phía. KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức: KHL = KFL = Trong đó: mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn : mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc với NHO = 30.H NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789 NHO2 = 30. 2302,4 = 13972305 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép; NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. NFE = 60.c. Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút; Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i; Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 28000( giờ). NHE2 = 60. 1. 361,25. 28000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] =368995200 NFE2 = 60. 1. 361,25. 28000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 317607763 Như vậy: NHE2 > NHO2 KHL2 =1 Suy ra: NHE1 > NHO1KHL1 =1 NFE2 > NFO KFL2 = 1 Tương tự ta có: KFL1 = 1. Thay các số liệu vào công thức [H] và [F] ta được: [H]1 = = 518,181 Mpa; [H]2 = = 481,818 Mpa; [F]1 = = 257,143 MPa; [F]2 = = 236,571 Mpa. Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có: [H] = = Mpa. *Kiểm tra sơ bộ ứng suất: 1,25 = 1,25.481,818=602,27 Mpa > [H] =499,99 Mpa. * Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức 6.13 và 6.14 tài liệu 1: [H]max = 2,8ch [F]max = 0,8ch [H1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa; [H2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa; [F1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa; [F2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa. 2.3.3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. a) Xác định khoảng cách trục:Ta có công thức 6.15a tr.96 tài liệu 1: aw = Ka.(u + 1). trong đó:- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 tr.96 tài liệu 1: => Ka = 43 Mpa1/3- T1r : Mômen xoắn trên trục chủ động T1r = 84251,49 Nmm- [H] = 499,99 Mpa là ứng suất tiếp xúc cho phép.- ba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6.6 tài liệu1: ba = 0,3- u là tỷ số truyền u = uI = 4,227 - KH: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính bd bd = 0,53. ba (u + 1) => bd =0,53.0,3.(4,227+1) = 0,831 Tra bảng 6.7 tr.96 tài liệu 1: bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB < 350 nên = > KH = 1,03 và KF = 1,08vậy aw = 43.(4,227 + 1). =147,138 mmChọn aw = 150 mm b) Xác định các thông số ăn khớp. + Xác định môđun ta có m = (0,01 0,02)aw => m = (0,01 0,02).150 = (1,5 3,0) mmKết hợp với bảng 6.8 tr.99 tài liệu 1 chọn môđun tiêu chuẩn m = 2mm+ Xác định số răng, góc nghiêng răng Chọn sơ bộ góc nghiêng răng = 10o Số răng bánh nhỏ: Z1= = = 28,26 Chọn Z1 = 28 (răng) Số răng bánh lớn: Z2= u.Z1= 4,227.28= 118,35 (răng) Lấy Z2 = 118 (răng) Tổng số răng của cả 2 bánh răng là : Zt = Z1 + Z2 = 28+118=146 (răng) Do đó tỉ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 118/28 = 4,214 Góc nghiêng thực tế là: = 13,3440 2.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Áp dụng công thức 6.33 tr.105 tài liệu 1: H = [H] = 499,99 (MPa). Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép (tra bảng 6.5 Tr.96 tài liệu 1). Gãc pr«fin r¨ng b»ng gãc ¨n khíp : t = tw = Gãc nghiªng cña r¨ng trªn h×nh trô c¬ së: cã trÞ sè: - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH= - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Theo công thức 6.37 hệ số trùng khớp dọc ta có: Với => = Vậy Z = - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH= KH.KHV. KH Với: KH =1,03 ; Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1=2.aw/(u+1) = 2.150/(4,227+1)=57,39 (mm). => Vận tốc vòng : v=π.dw1.n1r/60000=3,14.57,39.361,25/60000=1,08 m/s Do vận tốc bánh dẫn: v = 1,08 m/s < 4 m/s tra bảng 6.13 tr.106 tài liệu 1 ta được cấp chính xác động học là 9, tra bảng 6.14 tr.107 tài liệu 1 ta xác định được : KH = 1,13. ,[object Object],Với Tra bảng 6.15 tr.107 tài liệu1 H = 0,002. Bảng 6.16 tr.107 tài liệu 1 go = 73. Bảng 6.7 tr.98- tài liệu 1 KH = 1,03 KH = KH.KHV. KH =1,03.1,13.1,012= 1,178 Thay số : H = (Mpa). *Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH. Với v =1,08 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63 m. Do đó ZR = 1 với da< 700mm KxH = 1. [H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa. Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc. 2.3.5. Kiểm nghiệm độ bền uốn. Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất uốn cần thoả mãn điều kiện theo công thức 6.43 và 6.44 tr.108 tài liệu 1. F1 = [F1] F2 = [F2] Trong đó: + T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động,Nmm; + m- Môđun pháp,mm; + bw -Chiều rộng vành răng, bw = 45(mm); + dw1 -Đường kính vòng lăn bánh răng chủ động, dw1 = 57,39 (mm); + KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với: KF = KF. KF. KFv Trong đó: KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KF = 1,08; KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6.14: KF = 1,37; KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: KFv = 1 + Với vF = F. g0. v. Trong đó: F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15: F = 0,006; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16: g0 = 73; vF = 0,006. 73. 1,08. = 2,817 KFv = 1 + = 1,029 Ta tính được: KF = 1,08. 1,37. 1,029 = 1,522 + Y - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với = 1,697 Y = =0,589 + Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với β= 13,344° Y=1- β/140 =1- 13,344/140 =0,904 + YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2. Số răng tương đương : ZV1 = Z1/cos3 = 28/(cos13,344)3 = 30r¨ng. ZV2 = Z2/cos3 = 118/(cos13,344)3 = 128 r¨ng. Theo bảng 6.18 tr.109 tài liệu 1: với ZV1 =30, ZV2 =128 thì YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6; Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức F1 và F2 ta có: F1 = = 100,46 (Mpa) F2 = = 95,17 (Mpa) Từ đó ta thấy rằng: F1 = 100,46 Mpa < [F1] = 257,143 Mpa; F2 = 95,17 Mpa < [F2] = 236,571 Mpa. Như vậy răng đảm bảo điều kiện bền uốn.2.3.6. Kiểm nghiệm độ bền quá tải. + Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: Theo CT 6.48 tr.110 tài liệu 1: Hmax = H. với Kqt = Tmax/T=1,5 => Hmax = 465,177. = 569,72< [H1]max =1624 MPa, [H2]max =1260 MPa+ Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo CT 6.49 tr.110 tài liệu 1: F1max = F1.kqt = 100,46.1,5 = 150,69 < [F1]max = 464 MpaF2max = F2.kqt = 95,17.1,5 = 142,755 < [F2]max = 360 MpaVậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải. 2.3.7. Lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng: +Lực vòng: (N) +Lực hướng chiều trục: (N) +Lực hướng kính: (N) 2.3.8. Lập bảng thông số Thông sốKý hiệuKết quảKhoảng cách trụcaw150 mmMô đunm2Chiều rộng vành răngbw45 mmTỷ số truyềnu4,227Góc nghiêng răng13,344°Số răngZ128Z2118Hệ số dịch chỉnhxx1=0x2=0Đường kính vòng chia d157,55 mmd2242,54 mmĐường kính đỉnh răngda161,55 mmda2246,54 mmĐường kính đáy răngdf152,55 mmdf2237,54 mmLực tác dụng lên trụcFt2936,1 NFr1124,45 NFa651,45 N

Phan ii

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Viewers also liked

Viewers also liked (20)

Similar to Phan ii

Similar to Phan ii (15)

Phan ii