Thuyết minh - giải thích chi tiết PDF

Preview

Summary

LỜI NÓI ĐẦUTính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếutrong nhiều chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thứccơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn họcgiúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học n...

Description

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu trong nhiều chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Dung Sai, Vẽ Kỹ Thuật … Đồng thời giúp cho sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc, tăng mômen xoắn. Với chức năng thế nên ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu . Do lần đầu tiên em làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan và nhờ sự chỉ bảo tận tình, giúp đỡ của thầy Hoàng Xuân Khoa song đây là lần đầu tiên nên bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Đoàn Xuân Khánh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên thực hiện Trần huy Thanh

BỘ CÔNG THƯƠNG. TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI. KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY --o0o—

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP Loại Hộp : Hộp Giảm Tốc Phân Đôi Cấp Nhanh

Hệ thống băng tải dẫn động bao gồm : 1. Động cơ. 2. Nối trục đàn hồi. 3. Hộp giảm tốc. 4. Bộ truyền xích 5. Băng tải. 6. Số liệu thiết kế : 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Lực Kéo Băng Tải: F = 13000 (N) Vận Tốc Băng Tải: V = 0,45 (m/s) Đường Kính Tang: D = 420 (mm) Thời Gian Phục Vụ: Ih = 12000 (Giờ) Số Ca Làm Việc: Số Ca = 2 Góc Nghiêng Đường Nối Tâm Bộ Truyền Ngoài: Đặc Tính Làm Việc: Va Đập Êm Chế độ tải : Tmm =1.65 T1 ; T2 = 0,6T1 ; t1 = 3.5h ; t2 = 4h : tck= 8h.

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 2

YÊU CẦU: NỘI DUNG THUYẾT MINH: Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm: 1. Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô mem xoắn trên các trục. 2. Tính toán bộ truyền ngoài. 3. Tính toán bộ truyền bánh răng. 4. Tính toán thiết kế trục. 5. Tính chọn ổ đỡ. 6. Tính toán kết cấu hộp. NỘI DUNG BẢN VẼ: TT 1 2

Tên bản vẽ Bản vẽ lắp hộp giảm tốc Các bản vẽ phụ (nếu cần)

Khổ giấy A0

Số lượng 1

Tài liệu tham khảo

Phần I. Tính chọn động cơ,phân phối tỷ số truyền và mô men xoắn trên các trục. I.Chọn động cơ 1.Tính công suất +Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều. -Từ yêu cầu: Lực kéo băng tải : F=13000 N. Vận tốc băng tải : v=0,45 m/s.

Công suất cần thiết trên trục động cơ: SVTH: Trần Huy Thanh

Page 3

F .V . 1000. η ch Pct= 

Trong đó: Pct

: Công suất cần thiết trên trục động cơ.

F=13000 N : Lực kéo băng tải. V=0,45m/s :Vận tốc băng tải. ch

:Tổng hiệu suất của các khâu.

ch= k. br2. ol4. đai = 0,99. 0,972.0,994.0,96 =0,86; Trong đó:  k=0,99 :Hiệu suất truyền động của khớp nối.   br = 0,97 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. (Do sau khi phân đôi dòng công suất lại được nhập lại nên chỉ tính hiệu suất cho một cặp bắnh răng ở cấp phân đôi)   ol = 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.  đai = 0,96 :Hiệu suất của bộ truyền xích. Chế độ tải : Tmm =1.65 T1 ; T2 = 0,6T1 ; t1 = 3.5h ; t2 = 4h : tck= 8h. , t2 = 3,6h

=

√

∑

( )

2

Pi .t P1 i

∑ ti

1.3,5  0, 6 2.3, 6 0,77 8 =

F .V 13000.0, 45 . .0,77 5,24 Pct= 1000.η ch  = 1000.0,86 (kW); nếu theo 0.77, có 5,3058

2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ. Số vòng quay trên trục công tác: SVTH: Trần Huy Thanh

Page 4

60.1000.v 60.1000.0,45 = 3,14 .420 =20 ,47(vòng/ phút ) nct= π D

Trong đó: v là vận tốc băng tải. D là đường kính tang. Xác định số vòng quay đồng bộ nền dung cho động cơ: Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/ph (kể đến sự trượt nđb = 1450 v/ph);khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định:

1450 n U sb  đb  70,8 nct 20,47 Ta có bảng: Loại truyền động

Tỉ số truyền nên dùng 3-5 2-5 4-6 2-3

Bộ truyền đai dẹt Bộ truyền xích Bộ truyền bánh răng trụ để hở Bộ truyền bánh răng côn để hở Hộp giảm tốc bánh răng trụ: -1 Cấp -2 Cấp -3 Cấp Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ Hộp giảm tốc trục vít 1 cấp Hộp giảm tốc trục vít 2 cấp Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng

3-5 8 - 40 31,5 - 180 2-4 8 - 31,5 10 - 40 300 - 800 60 - 90 60 -90

Tỉ số truyền giới hạn 1-6 1-6 1 - 12,5 1-8 1 - 11 4 - 60 25 - 326 1-8 6,3 - 40 6,5 - 80 42,25 - 3600 14.6 - 480 14,6 - 480

Bảng: Tỉ số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động. Dựa vào bảng trên (Trang21 – Sách TTTKHDĐCK-T1 ta có: Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền đai xích Uđnx = (35) Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc SVTH: Trần Huy Thanh

Page 5

UHGTnd = (840)

Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống dẫn đông là: Usbnd = UHGTnd.Uđnd = (35). (840) = (24200) Nhận thấy: Usb = 70,8 nằm trong khoảng Usbnd = (24200) nên nđb = 1500 v/ph 3.Chọn động cơ. Dựa vào các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất cần thiết để đảm bảo động cơ làm việc tốt là: Pđc  Pct nđb nsb T T mm =1, 65≤ k T T dn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1. Tra các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là 1500(v/p) ta chọn được động cơ 4A112M4Y3 : ( theo bảng P1.3 TL1,tr 237,d3 trên xuống) Bảng thông số động cơ: Nđc(v/p) 1425

P(Kw)

Cos

5,5

0,85

 0,855

TMax/Tdn 2,2

Tk/Tdn 2,0

+ Kiểm tra điều kiện mở máy. T mm 1,65 T 1 = 1 ,65 = T1 T1 ;

Với động cơ đã chọn có

Tk T mm = 2,0 = 1 ,65 T dn  T1

II. Phân phối tỉ số truền.

Ta có:

U sb=

N dc 1425 =69 , 6 = N ct 20 , 47

Mà: Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền đai và bộ truyền khớp nối). Usb = UHGT.UN = 69,6 (lần) Tỉ số của bộ truyền khớp là: Uk  1 Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là: Ux = 3,5 (lần) SVTH: Trần Huy Thanh

Page 6

Vậy ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: U HGT =

U sb UN

=

U sb Uk . U x

=

69 , 6 =19 , 88 1. 3,5

Đây là hộp giảm tốc khai triển, tình toán theo điều kiện bôi trơn và yêu cầu diện tích hộp nhỏ nhất có thể được. Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh (u1) lớn hơn tỉ số truyền của cấp chậm (u2). Ta dùng công thức thực nghiệm sau: U1 = (1,2  1,3)U2 => UHGT = U1.U2 = (1,2  1,3)U2. U2 = (1,2  1,3) (U2)2 = 19,88 => U2 = (3,91  4,07) chọn u2 = 3,99 (lần) => U1 = (1,2  1,3)U2 = (4,788  5,187) chọn U1 = 4,99 (lần) Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là: UHGT = U1.U2 = 3,99 . 4,99 = 19,9 (lần) Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là : U sb 69,6 Uđ   3,5 U HGT .U k 19,9

III.Xác định công suất,momen và số vòng quay trên các trục. Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được công suất,momen và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau: -

Công suất trên các trục 3,2,1 và công suất thực của động cơ: 5,24 Pct  5,35 0,99.0,99 P3 = η k .ηol (kW) P3 5,35  5,57 2 2 η .η 0,97 .0,99 br ol (kW) P2 = P2 5,57 = 5,98  η .η 0,97 .0,99 br ol P1 = (kW)

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 7

5,98 P1 6, 29 η .η 0,99.0,96 ol đ P’đc = = (kW) - Số vòng quay của các trục 1,2,3 và trục công tác là: n đc 1425 n = u = 3,5 = 407 (vòng/phút) 1

đ

407 n1 n2= u 1 = 4,99 =81,56(vòng/phút)

n2 81,56 n3= u 2 = 3,99 =20,44 (vòng/phút) n 3 20,44 nct= u k = 1 =20,44(vòng/phút) - Momen xoắn trên trục công tác,các trục 1,2,3 và động cơ là: P ct 5,24 2448239 n 6 6 20, 44 ct Tct = 9,55.10 . = 9,55.10 . (Nmm)

P3

T3 = 9,55.106. n3 P2

T2 = 9,55.106. n2

5,35 2499633 6 20,44 = 9,55.10 . (Nmm) 5,57 = 9,55.106. 81,56 = 652201 (Nmm)

P1

5,98 T1 = 9,55.106. n1 = 9,55.106. 407 = 140316 (Nmm)

P`đc 6,29 T đc = 9,55.106. nđc = 9,55.106. 1425 = 42154 (Nmm) - Bảng kết quả tính toán thu được:

Trục T.số

SVTH: Trần Huy Thanh

Động cơ

1

Page 8

2

3

Công tác

u(lần)

Uđ = 3,5

U1 = 4,99

U2 = 3,99

Uk = 1

P(kW)

6,29

5,98

5,57

5,35

5,24

N(v/p)

1425

407

81,56

20,44

20,44

140316

652201

2499633

2448239

T(Nmm)

42154

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI I TÍNH B ỘTRUYỀỀN XÍCH: 1.Chọn xích Do b ộtruyềền t ải không l ớn, ta ch ọn lo ại xích ôống - con lăn m ột dãy, g ọi tăốt là xích con lăn m ột dãy. Lo ại xích này chềố t ạo đ ơn gi ản, giá thành h ạ và có đ ộ bềền mòn cao. 2. Xác đ nh ị các thông sôố c aủ xích và b ộtruyềền xích a. Ch nọ sốố răng đĩa xích Sôố răng đĩa xích nh ỏ đ ược xác đ ịnh theo công thức: z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19

(2.17)

Với uxích = 4,04  z1 = 29 – 2.4,04 = 20,92 uxích = 4,04 thỏa mãn Chọn uxích = 4

suy ra z1 =21 răng

Tính sôố răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1  zmax

(2.18)

Đôối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tnh đ ược: z2 = 4.21= 84 (răng) b. Xác định bước xích p B c xích ướ p đ c xác ượ đ nh tị ch ừtềuỉvềề đ bềền ộ mòn c a ủb n ảlềề. Điềều kiện đ m ảb o ch ả tềuỉ vềề đ bềền ộ mòn c aủ b ộtruyềền xích đ ược viềốt dưới dạng: Pt = P. k. kz. kn  [P] SVTH: Trần Huy Thanh

(2.19) Page 9

Trong đó:

Pt - Công suấốt tnh toán; P - Công suấốt cấền truyềền

Xác đ ịnh công suấốt cho phép [P] c ủa xích con lăn: với n01 =800 vòng/phút, z 01 kz - H ệ sôố răng ; kz = z 1

= 25 / 21 = 1,19

kn - Hệ sôố vòng quay; kn = n01/ n1 = 1,1 H ệ sôố k đ ược xác định theo công thức: k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc

(2.20)

Trong đó các h ệsôố thành phấền đ ược ch ọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với: k0 - H ệsôố k ểđềốn nh ả h ưở ng c aủ v trí ị b ộtruyềền, k0 = 1 (do đường nôối tấm c aủ hai đĩa xích so v ới đ ường năềm ngang là 50o [S] = 11,7 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

d. Xác đ ịnh đ ường kính đĩa xích Theo công th ức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài li ệu [2], ta xác đ ịnh đ ược các thông sôố sau:  Đường kính vòng chia d1 và d2:

d1=

d2=

25 , 4 =170 , 42 180 ) sin( 21

25 , 4 =679 , 3 180 ) sin( 84

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/21)] = 181,22 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/84)] = 691,53 mm Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm ( Với dl = 15,88 mm tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 170,42 – 2.8,03 = 154,36 (mm) df2 = d2- 2r = 679,3 - 2.8,03 = 663,24 (mm)

 Ki mể nghi mệ vềề đ ộbềền tềốp xúc c ủa đĩa xích: Ứ ng suấốt tềốp xúc H trền m tặ răng đĩa xích ph iảnghi m ệ điềều kiện: SVTH: Trần Huy Thanh

Page 13

H = 0,47.

√

k r ( F t K d + F vd ) . E A . kd

 [H]

(2.30)

Trong đó: [H] - ứ ng suấốt tềốp xúc cho phép, theo b ảng 5. 11 - tr 86 - tài li ệu [1]; Ch ọn thép 20 tôi co [H] = 980 MPa F t - L ực vòng trền đĩa xích, Ft = 7085,3 (N) F vd - Lự c va đậ p trền m dãy xích (m = 1), tnh theo công thức:

Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.120,05.25,43.1 = 2,56 N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng 1 dãy xích). Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa 2,1.105 σ H 1=0 , 47 0 , 48 .(7085, 3 .1,0+ 2 ,56 ). 180 .1 ⇒ = 936,37 MPa ⇒ H1 NHO1, do đó KHL1 = 1 5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ. K

  H  Ho lim . SHL H

Theo bảng 6.2 trang 94 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 ta có: SH1=1.1 SH2=1.2 SVTH: Trần Huy Thanh

Page 18

1 509MPa 1,1 1 [ H ]II  530.  481,82 MPa */ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng: 1,1

[ H ]I  560.

[ H ] 

[ H ] I  [ H ] II 509  481,82  495, 4 2 2

Ta có

1, 25[  H ] mim 1, 25[  H ] II 1, 25.495, 4  619, 25 MPa

Ta thấy

[ H ]  1,25[ H ]mim , thỏa điều kiện

*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng Do NHE > NHO => KHL = 1 =>

[ H ]' [ H ]mim [ H ]II 481,82 MPa

6.Ứng suất uốn cho phép: Theo công thức 6.8 sách TTTKHDĐCK - TâpŸ 1 ta có: NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)mF.ni.ti Trong đó mF=6 (vì đô Ÿ rắn HB

¿

350)

n1

NFE2 = 60c u 1 ΣtiΣ(Ti/Tmax)6. ti /Σti 407 3, 5 3, 6 4,99 6 8 6 8 .12000.[1 . + 0,6 . = 60.1. ]

= 2,69.107 > 4.106 = NFO(số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ;NFO=4.106 đối với tất cả các loại thép ). SVTH: Trần Huy Thanh

Page 19

KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1

⇒

K FL  m

F

Với KFL là hệ số tuổi thọ :

N FO NFE

do đó theo công thức (6.2) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1 ta có: [σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF Bô Ÿ truyền quay mô Ÿt chiều nên KFC=1(với KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải). Vậy sơ bộ tính được [σF1] =

441 .1. 1 1, 75 = 252 (MPa)

[σF2] =

414. 1. 1 1 ,75 = 236,6 (MPa)

¤ng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.13) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1: [σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) ¤ng suất uốn cho phép khi quá tải xác định theo công thức (6.14) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1: [σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) A.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: a.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức (6.15)a sách TTTKHDĐCK Tâ Ÿp 1: a w  K a( u1  1) 3

T1 .K H

  H

2

u1ba

Trong đó: SVTH: Trần Huy Thanh

Page 20

+ Theo bảng 6.5 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 chọn Ka = 43 (ứng với răng nghiêng, vật liệu thép - thép) + Theo bảng 6.6 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 chọn ψba = 0,3 + Xc định KHβ: Theo công thức (6.16) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: ψbd = 0,53ψba(u1+1) = 0,53.0,3(4,99+1) = 0,95 Theo bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1, KHβ tương ứng với sơ đồ 3 ⇒ KHβ = 1,15 + T1 = 140316 43(4,99 1)3

aw1=

⇒

140316.1,15

 495,4

2

.4,99.0,3

= 195,8 (mm)

Ta lấy aw1 = 200(mm) a.2.Xác định các thông số ăn khớp + Theo (6.17) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).200 = (2÷4) (mm) + Theo bảng 6.8 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 Chọn môđun theo tiêu chuẩn m =2,5(mm) (Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy) Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

2 a .cos  Z  w 1 m. u 1 1  2a .cos 2a .cos  max Z  w 2 min  w1 1 m. u  1 m. u 1 1 1 2.200.cos 40 2.200.cos 30  Z  1 2,5.  4,99 1 2,5.  4,99 1  SVTH: Trần Huy Thanh Page 21  20,5 Z 23,1 1













Chọn Z1 = 21 răng Z2 =Z1 .u1 = 21.4,99 =104,79 Chọn Z2 = 105 răng Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 21 + 105 = 126 răng

Cos  

m. Z t 2,5.126 63   0,787 2.aw 2.200 80

Suy ra: β = 38,050 Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400  Tính lại khoảng cách trục: m ( z1  z 2 ) 2,5.(21  105)  200,00(mm ) aw  2.Cos 2.Cos 38,05

a.3. Kiểm nghiê Ÿm về đô bền Ÿ tiếp xúc: Theo công thức (6.33) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 .¤ng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

 H Z M Z H Z

2.T1 KH  ut 1  1  bw1ut1d w211 

≤ [σH]

Trong đó: + ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3

+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức (6.34) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1 thì:

SVTH: Trần Huy Thanh

Page 22

ZH= Ở đây:

√

2 . cos β b sin 2α tw

* βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở theo công thức (6.35) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1: tgβb = cosαt.tgβ αt : góc profin răng αtw : góc ăn khớp * Với răng nghiêng, không dịch chỉnh và theo bảng (6.11) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 ta có:

( )

tg α αtw = αt = arctg cos β

Theo TCVN 1065 – 71, α = 20°

⇒ ⇒

⇒

 tg20 ο    αtw = αt = arctg  cos(38,05 )  = 24,8° tgβb = cos24,80.tg38,050=0,71 2.cos(35, 4 ) sin(2.24,8 )

ZH=

⇒

βb=35,40

= 1,46

+ Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo công thức (6.37) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: εβ=bw.sinβ/(m.

π

)

Chiều rộng vành răng bw1 = ψba. aw1 = 0,3.200 =60(mm) ⇒

εβ=60.sin38,050/(2.

π

)=3,825

Vì εβ = 3,384> 1,0 nên theo công thức (6.36c) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1: Zε = SVTH: Trần Huy Thanh

√ 1/εα Page 23

εα được tính theo ct(6.38b) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:

[

1,88 - 3,2

εα =

(

⇒

1 1 + z1 z2

)]

1    1  1,88 - 3,2 21  105      cos38,050= 1,336 .cosβ = 

Zε = 0,865

Theo bảng 6.11 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

2.a w 2.200 dw1 = u1  1 = 4,99  1 = 66,78(mm)

Theo công thức (6.40) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:

Vận tốc vòng:

π . d w1 n1 v= 60000

π.66,78.407 60000 = =1,42(m/s)

+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức (6.39) sách TTTKHDĐCK - Tâ pŸ 1: KH = KHβ. KHα. KHv * KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: ⇒ KHβ = 1,15 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.13 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1, với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 4 (m/s), ta chọn cấp chính xác 9. Từ bảng 6.14[1], v

¿

5m/s, cấp chính xác 9

⇒

KHα = 1,13

* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6.41) sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1:

υH . bw1 . d w11 KHv = 1+ 2 .T 1 ' . K Hβ . K Hα

Với υH

Trong đó: SVTH: Trần Huy Thanh

Page 24

= δH. go. v.

√

aw u t1

- v = 1,42 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1, với m < 3,35, cấp chính xác 9

⇒

go = 73

- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 sách TTTKHDĐCK - Tâ Ÿp 1: δH = 0,002

⇒

υ H = 0,002.73.1,42

200 4,99