Công thức chi tiết máy đồ án hộp giảm tốc

Khoảng cách trục a cho trước theo kết cấu hoặc chọn sơ bộ theo đường kính d2: Xác định L sơ bộ theo công thức 4.4 và chọn chiều dài L tiêu chuẩn theo bảng 4.3.. Chiều dài Lmin của đai đư

Tổng hợp Công thức

CHI TIẾT MÁY

Hồng Đức Linh, Phạm Mạnh Huy, Ngô Huỳnh Anh, Phạm Thế Hùng

TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

Chiều dài L đai thang theo dãy số tiêu chuẩn sau (mm): 400, 450, 500, 560,

630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800,

3150, 3550, 4000, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500,

14000, 16000, 18000

Đối với đai dẹt, ta cắt dây đai theo chiều dài vừa tính và cộng thêm 100-400mm

để nối dây đai

 Khoảng cách trục a:

𝑎 =(𝐿 −𝜋(ⅆ12+ ⅆ2)) + √(𝐿 −𝜋(ⅆ12+ ⅆ2))

𝑣2ⅆ1 ≈

ⅆ2

ⅆ1 (4.10)

3 LỰC: 𝛼: góc trượt, giá trị lớn nhất bằng góc ôm α1

 Lực căng ban đầu F0:

 Điều kiện tránh trượt trơn:

Lực vòng: 𝛼 ≤ 𝛼1

𝐹𝑡 ≤ 2𝐹0− 𝐹𝑣ⅇ

𝑓 ′ 𝛼− 1

ⅇ𝑓 ′ 𝛼+ 1Lực căng đai:

𝐹0 ≥𝐹𝑡(ⅇ

𝑓′𝛼+ 1)2(ⅇ𝑓 ′ 𝛼− 1) + 𝐹𝑣

 Công suất:

𝑃 = 𝐹𝑡𝑣11000

4 ỨNG SUẤT:

 Ứng suất căng ban đầu: (A: diện tích mặt cắt ngang dây đai)

σ0 = F0A

 Ứng suất trên nhánh căng:

 Ứng suất có ích:

σt = Ft

A =2σ0(ⅇ𝑓′𝛼− 1)(ⅇ𝑓 ′ 𝛼+ 1)

 Ứng suất căng phụ: (𝜌: 𝑘ℎố𝑖 𝑙𝑔 𝑟𝑖ê𝑛𝑔 𝑣ậ𝑡 𝑙𝑖ệ𝑢 đ𝑎𝑖)

- 𝜀 = 𝑦/𝑟: độ dãn dài tương đối của thớ đai ngoài cùng

- 𝑦 = 𝛿/2: khoảng cách từ đg trung hòa đến thớ đai ngoài cùng đối với đai dẹt, đối với đai thang y=y0 và 𝜎𝐹 = 𝜀𝐸 =2𝑦0

𝑑 𝐸

- E: mô đun đàn hồi

- r = d/2: bán kính cong đường trung hòa

- Nhân tố chủ yếu xác định ứng suất uốn là 𝛿

𝑑: tỷ số này càng cao thì ứng suất uốn càng cao, nếu giảm d hoặc tăng 𝛿 thì ứng suất uốn tăng lên

 Ứng suất max min:

Nếu tiếp tục tăng thì 𝜎𝑚𝑎𝑥 sẽ tăng lên

𝜎𝑚𝑖𝑛 = 𝜎2+ 𝜎𝑣

5 LỰC TÁC ĐỘNG LÊN TRỤC:

𝐹𝑟 ≈ 2𝐹0𝑠𝑖𝑛𝛼1

2 (𝟒 𝟐𝟓) Trường hợp không có bộ phận căng đai:

𝜎𝑡2𝜎0 =

TÍNH ĐAI THEO KHẢ NĂNG KÉO:

 Điều kiện tránh trượt trơn:

𝜑 = 𝜎𝑡2𝜎0 ≤ 𝜑0

𝜎𝑡 =𝐹𝑡

𝐴 ≤ 2𝜎0𝜑0 = [𝜎𝑡]: ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑐ó í𝑐ℎ 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 A: diện tích mặt cắt ngang của đai, mm2

 Khi 𝜑 ≤ 𝜑0 chỉ có trượt đàn hồi

 Khi𝜑0 ≤ 𝜑 ≤ 𝜑𝑚𝑎𝑥 có trượt đàn hồi và trượt trơn

 Khi 𝜑𝑚𝑎𝑥 ≤ 𝜑 trượt trơn toàn phần

7 TÍNH ĐAI THEO TUỔI THỌ:

 Tuổi thọ dây đai:

𝐿ℎ =

(𝜎𝜎𝑟𝑚𝑎𝑥)𝑚⋅ 1072.3600 𝑖 đ𝑎𝑖 ⅆẹ𝑡 𝑚 = 5, đ𝑎𝑖 𝑡ℎ𝑎𝑛𝑔 𝑚 = 8

 Giá trị ứng suất có ích phải thỏa mãn điều kiện dưới đây để tránh hỏng do mỏi:

𝑃1[𝑃] (𝟒 𝟓𝟏)

 Công suất cho phép:

[𝑃] = [𝑃0]𝐶 (𝟒 𝟓𝟐)

 Hệ số hiệu chỉnh:

𝐶 = 𝐶𝑟𝐶𝑣𝐶𝛼𝐶𝑢𝐶𝑧𝐶𝐿

 Từ đồ thị 4.21 - trang 151 ta chọn được [𝑃0] (trước đó ta cần tính vận tốc dài

của đai từ (3.2 - trang 87))

với L0: chiều dài thực nghiệm, L: chiều dài thật

 𝐶𝑧 : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ ĐAI THANG:

Thông số ban đầu: công suất P1 (kW), số vòng quay n1 ( vòng/phút), tí số truyền u, điều kiện làm việc

a Chọn dạng đai ( tiết diện) theo công suất P1 và số vòng quay n1 theo đồ thị 4.22

b Tính đường kính bánh đai nhỏ ⅆ1 ≈ 1,2ⅆ𝑚𝑖𝑛 với ⅆ𝑚𝑖𝑛 cho trong bảng 4.3 (d1 là

đường kính bánh đai tính theo lớp trung hòa của đai, còn gọi là đk tính toán)

Chọn d1 theo giá trị tiêu chuẩn theo dãy sau (mm): 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125,

140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800,

900, 1000

Tính v1 theo công thức 4.6, nếu v1 > 25 m/s thì chọn d1 nhỏ hơn hoặc dùng đai

thang hẹp

c Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2 theo công thức 4.10 hoặc 4.11 và chọn theo giá trị tiêu chuẩn ( chiều dài đai xác định thoe lớp trung hòa của đai) (bảng 4.3)

d Khoảng cách trục a cho trước theo kết cấu hoặc chọn sơ bộ theo đường kính d2:

Xác định L sơ bộ theo công thức 4.4 và chọn chiều dài L tiêu chuẩn theo bảng 4.3 Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn theo công thức 4.5

Kiểm nghiệm điều kiện:

2(ⅆ1+ ⅆ2) ≥ 𝑎 ≥ 0,55(ⅆ1+ ⅆ2) + ℎ

h là chiều cao mặt cắt ngang của dây đai (bảng 4.3)

e Tính góc ôm 𝛼1 theo công thức 4.2 hoặc 4.3 và kiểm tra điều kiện không xảy ra

hiện tượng trượt trơn Nếu không ta tăng khoảng cách trục a hoặc giảm tỉ số truyền u

f Tính số đai z theo công thức 4.51 Chọn z theo số nguyên và không nên quá 6

g Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d ngoài các bánh đai ( bảng

4.4)

h Tính lực tác dụng lên trục theo công thức 4.25 hoặc 4.26 và xác định lực căng đai

ban đầu F0:

𝜎0𝑧𝐴1 ≥ 𝐹0 ≥𝐹𝑡(ⅇ

𝑓 𝛼+ 1)2(ⅇ𝑓 ′ 𝛼− 1)

1000𝑃1𝛿[𝜎𝑡]𝑣 (4.40) 𝛿: chiều dày đai, mm

[𝜎𝑡]: ứng suất có ích cho phép, MPa Ứng suất có ích cho phép:

- Khi v>20: đai cao su x=0.03; đai sợi bông: 0.02; vật liệu tổng hợp: 0.01

 𝐶𝑟 : hệ số tải trọng: làm việc 2 ca giảm 0,1; ba ca giảm 0,2

Tĩnh: 1-0.85; Dao động nhẹ: 0.9-0.8; Dao động mạnh: 0.8-0.7;

Va đập: 0.7-0.8

 𝐶𝑜 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền và phương pháp căng, phụ thuộc vào góc nghiêng giữa đường nối hai tâm bánh đai và phương nằm ngang (0−60) = 1; (60-80) = 0,9; (80-90) = 0,8

Khi bộ truyền có bộ căng đai được điều chỉnh tự động thì Co = 1

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ ĐAI DẸT:

a Chọn vật liệu đai và bề dày dây đai ( bảng 4.1)

b Đường kính bánh đai nhỏ (làm tròn theo dãy số tiêu chuẩn):

c Tính vận tốc v1 và kiểm tra có phù hợp không Nếu không thì thay đổi đường kính bánh đai

nhỏ

d Chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 Sau đó tính d2 theo công thức (4.10) và chọn tiêu chuẩn như

d1 Tính chính xác tỉ số truyền u

e Xác định khoảng cách trục a theo kết cấu hoặc theo chiều dài Lmin của dây đai theo (4.4)

Chiều dài Lmin của đai được chọn theo điều kiện giới hạn số vòng chạy của đai trong một giây:

Trường hợp bộ truyền đai hở, không có bánh căng đai:

𝐿𝑚𝑖𝑛= 𝑣

3 ÷ 5Trường hợp bộ truyền có bánh đai:

𝐿𝑚𝑖𝑛= 𝑣

8 ÷ 10Kiểm nghiệm khoảng cách trục a theo điều kiện:

𝑎 ≥ 2(ⅆ1+ ⅆ2): bộ truyền đai hở, không có bánh căng đai

𝑎 ≥ (ⅆ1+ ⅆ2): bộ truyền có bánh căng đai

Nếu không thỏa thì tăng a cho đến khi thỏa

f Tính L theo công thức Tăng chiều dài L lên một khoảng 100-400mm để nối đai

g Kiểm tra lại số vòng chạy I của đai trong 1 giây, nếu không thỏa ta tăng khoảng cách trục

a và tính lại L và i

h Tính góc ôm đai 𝛼1 của bánh đai nhỏ theo công thức (4.2) hoặc (4.3), khi cần thiết tăng

góc ôm đai thì ta tăng khoảng cách trục a hoặc sử dụng bánh căng đai

i Chọn chiều dày tiêu chuẩn 𝛿 của đai theo điều kiện:

ⅆ1

𝛿 ≥ 25 đối với đai da,

ⅆ1

𝛿 ≥ 30, thường chọn 40 đối với đai vải cao su

j Tính các hệ số Ci, tính chiều rộng b của đai theo công thức (4.40) và chọn b theo giá trị tiêu chuẩn bảng 4.1

k Chọn chiều rộng B của bánh đai theo bảng 4.5 theo chiều rộng b tiêu chuẩn

l Xác định lực tác dụng lên trục theo công thức (4.25) hoặc (4.26) và lực căng đai ban đầu

theo điều kiện:

[𝜎0]𝑏𝛿 ≥ 𝐹0 ≥𝐹𝑡(ⅇ

𝑓 ′ 𝑎+ 1)2(ⅇ𝑓 ′ 𝑎− 1)

BỘ TRUYỀN XÍCH

𝑝𝐶𝑆𝑖𝑛180𝑧

 Động năng va đập:

𝐸 = 0,5𝑞𝑚𝑛12𝑝𝐶3𝑠𝑖𝑛2(𝛾 + 3600 ∕ 𝑧1) ≤ [𝐸]

4 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH: (theo độ bền mòn)

 Áp suất cho phép sinh ra trong bản lề:

𝑝 =𝐹𝑡

𝐴 ≤ [𝑝] = [𝑝0]

𝐾𝑥𝐾A: diện tích bản lề xích, tra trong bảng 5.1

[po]: áp suất cho phép, Mpa, tra bảng 5.3

 Công suất tính toán:

𝑃𝑡𝑚𝑎𝑥 =𝑃𝑚𝑎𝑥 × 𝑘 × 𝑘𝑧× 𝑘𝑛

[𝑝0]𝐴𝑧1𝑛1𝑝𝐶𝑘𝑧𝑘𝑛1000.60000

Theo giá trị Pt vừa xác định, theo bảng 5.4 chọn bước xích pc theo cột giá trị n01 khi tính hệ số Kn

 Kiểm nghiệm số lần va đập /1s:

𝑖 =4𝑣

𝐿 =

𝑛1𝑧115𝑋 ≤ [𝑖]

X: số mắt xích

𝑛1𝑧1: số răng và số vòng quay của đĩa xích dẫn

[i]: số lần va đập cho phép của xích tring 1s,tra bảng 5.6

 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

𝑘đ𝐹𝑡+ 𝐹0+ 𝐹𝑣 ≥ [𝑠]

Q: tải trọng phá hủy cho phép của xích, tra bảng 5.1 [s]: hệ số an toàn cho phép, phụ thuộc số vòng quay và bước xích, tra bảng 5.7

TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

1 ỨNG SUẤT TIẾP XÚC CHO PHÉP:

- 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐵2,4 ∶ số chu kì làm việc cơ sở

- 𝑁𝐻𝐸 ∶ số chu kì làm việc tương đương

- 𝑚𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi

a Nếu bánh răng làm việc với chế độ tải trọng và số vòng quay n không đổi:

𝑁𝐻𝐸= 60𝑐𝑛𝐿ℎTrong đó:

- c: số lần ăn khớp của bánh răng trong mỗi vòng quay của bánh răng

- 𝐿ℎ: tổng thời gian làm việc tính bằng giờ

b Nếu bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc:

𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐 ∑( 𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥)

3𝑛𝑖𝑡𝑖Trong đó:

- 𝑛𝑖, 𝑡𝑖, 𝑇𝑖: số vòng quay, thời gian làm việc tính bằng giờ

và momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i

- 𝑇𝑚𝑎𝑥: momen xoắn lớn nhất trong các momen TiKhi 𝑁𝐻𝐸 > 𝑁𝐻𝑂 thì lấy 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻0 để tính toán Giá trị 𝐾𝐻𝐿ko đc lớn hơn 2,4

c Khi bộ truyền làm việc với chế độ tải thay đổi liên tục:

𝑁𝐻𝐸 = 𝐾𝐻𝐸𝑁𝛴Trong đó:

𝑁𝛴 = 60𝑐 ∑ 𝑛𝑖𝑡𝑖Khi bộ truyền làm việc với số chu kỳ n không đổi thì: 𝑁𝛴 = 60𝑐𝑛𝐿ℎ

Trong đó:

- 𝐿ℎ = 𝐿 365 𝐾𝑛ă𝑚 24𝐾𝑛

- L: tuổi thọ tính bằng năm

- 𝐾𝑛ă𝑚, 𝐾𝑛: ℎệ 𝑠ố 𝑠ử 𝑑ụ𝑛𝑔 𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑡𝑟𝑜𝑛𝑔 1 𝑛ă𝑚 𝑣à 1 𝑛𝑔à𝑦

- 𝐾𝐻𝐸: hệ số tải trọng cho trong bảng 6.14

2 CÔNG SUẤT BỘ TRUYỀN:

7 THÔNG SỐ HÌNH HỌC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG:

𝑚𝑡 = 𝑚𝑛𝑐𝑜𝑠𝛽

- Đường kính vòng chia:

d = mncos β Z = mt 𝑍

2 (z1+ z2)

8 PHÂN TÍCH LỰC TÁC DỤNG:

- Chiều lực hướng tâm 𝐹𝑟: luôn hướng vào trục

- Chiều lực vòng 𝐹𝑡: vuông góc trục

 Trên bánh chủ động: ngược chiều chuyển động

 Trên bánh bị động: cùng chiều chuyển động

- Chiều lực dọc trục 𝐹𝑎: song song trục

 Trên bánh chủ động: hướng vào mặt răng làm việc

 Trên bánh bị động: ngược chiều so với bánh chủ động

b Bánh răng trụ răng nghiêng

9 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BR TRỤ RĂNG THẲNG:

9.1 Tính theo độ bền tiếp xúc: ( khi bộ truyền che kín, bôi trơn tốt)

- Điều kiện bền:

2(𝑢±1) : bán kính cong tương đương của bề mặt tiếp xúc, dấu +

khi ăn khớp ngoài, −khi ăn khớp trong

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

𝑑𝑤1 = 𝐾𝑑√𝑇1𝐾𝐻(𝑢 ± 1)

[𝜎𝐻]2𝑢𝛹𝑏𝑑3

Trong đó:

- Ka, Kd: hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ( bảng 6.5)

- Kd = 75,6 nếu các điều kiện sau thỏa:

+ Cặp bánh răng ko dịch chuyển hoặc dịch chuyển đều ( a=200) Khi đó

- [𝜎𝐻]: ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa

- u: tỉ số truyền, lấy theo tiêu chuẩn

- 𝛹𝑏𝑎 = 𝑏𝑤⁄𝑎𝑤: cho theo dãy tiêu chuẩn

- 𝛹𝑏𝑑 = 𝑏𝑤⁄𝑑𝑤1: tra bảng 6.6, bw là chiều rộng vành răng

𝜎: ứng suất danh nghĩa

𝐾𝜎: hệ số tập trung ứng suất lý thuyết

- Công thức kiểm nghiệm độ bền uốn:

 ZH = √2cosβ

sin2α

Tương tự bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta phải chọn modun mn theo tiêu chuẩn Sau đó tính các kích thước chủ yếu của bộ truyền thỏa mãn các điều kiện: 8° ≤ 𝛽 ≤ 20° đối với bánh răng nghiêng và 20° ≤ 𝛽 ≤ 40° đối với bánh răng chữ V

10.2 Tính theo độ bền uốn:

- Công thức kiểm tra bền:

𝜎𝐹 =𝑌𝐹𝐹𝑡𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽

𝑏𝑚𝑛 ≤ [𝜎𝐹] Trong đó:

= 1,12√2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝑌𝐹

𝑧1 𝛹𝑏𝑑[𝜎𝐹]3

Hệ số chiều rộng vành răng 𝛹𝑏𝑚 = 15 ÷ 400 đối với bánh răng nghiêng

𝛹𝑏𝑚 = 30 ÷ 600đối với bánh răng chữ V

s

9 0,

Khi tính toán bánh răng trụ răng thẳng hoặc côn ta chọn giá trị nhỏ nhất trong 2 giá trị [𝜎𝐻] Còn đối với răng nghiêng : [𝜎𝐻] = 0,5 √[𝜎𝐻12 ] + [𝜎𝐻22 ]

13 ỨNG SUẤT UỐN CHO PHÉP

 Ứng suất uốn cho phép :

[𝛔𝐅]𝟏 = 𝛔𝐅𝐥𝐢𝐦𝟏𝟎 𝐊𝐅𝐂𝐊𝐅𝐋𝟏

𝐒𝐅

 KFC= 1 (bộ truyền quay một chiều)

 SH= 1,1 , SF= 1,75 là hệ số an toàn khi tính tiếp xúc tra bảng 6 2[𝑡𝑟ị𝑛ℎ 𝑐ℎấ𝑡]

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

 𝑚𝐹: chỉ số mũ (thông thường lấy = 6)

 𝑁𝐹0: số chu kì cơ sở thông thường lấy = 5.106

 𝑁𝐹𝐸: số chu kì làm việc tương đương, tính như 𝑁𝐻𝐸

14 CHU KÌ LÀM VIỆC TƯƠNG ĐƯƠNG VÀ HỆ SỐ TUỔI THỌ

 Bộ truyền thay đổi nhiều bậc :

 m’= 3 với tiếp xúc đường (dòng 6 trên xuống - trang 48-Lộc)

 m’ =6 với ứng suất uốn

 n : số vòng quay

 t : thời gian làm việc tính bằng giờ

 Bộ truyền tĩnh :

𝑵𝑯𝑬 = 𝟔𝟎 𝒄 𝐧 𝒕𝚺

𝑚𝐻 : bậc của đường cong mỏi (thông thường = 6)

 Khi 𝑁𝐻𝐸 > 𝑁𝐻0 thì lấy 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻0 để tính toán

 Khi 𝑁𝐹𝐸 > 𝑁𝐹0 thì lấy 𝑁𝐹𝐸 = 𝑁𝐹0 để tính toán

BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

1 Thông số hình học

❖ Đường kính vòng chia ngoài:

𝑑𝑒1 = 𝑚𝑒𝑧1; 𝑑𝑒2 = 𝑚𝑒𝑧2 (𝟔 𝟗𝟓𝒂 − 𝒕𝒓 𝟐𝟒𝟔)

𝑚𝑒 là modun vòng ngoài, giá trị 𝑚𝑒 được chọn theo tiêu chuẩn

❖ Đường kính vòng chia trung bình:

❖ Chiều dài côn ngoài Re và chiều dài côn trung bình Rm:

𝑅𝑒 = 𝑑𝑒12𝑠𝑖𝑛𝛿1 = 0,5 𝑚𝑒 √𝑧12+ 𝑧22 (𝟔 𝟏𝟎𝟎 − 𝒕𝒓 𝟐𝟒𝟕)

3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn theo độ bền

❖ Đường kính vòng chia trung bình:

𝑑𝑚1 = 𝑑𝑒1 (1 − 0,5 ψ𝑏𝑒)

𝑑𝑚2 = 𝑑𝑒2 (1 − 0,5 ψ𝑏𝑒)

(6.106 – tr.249)

Trong đó: ψ𝑏𝑒 = 𝑏 𝑅⁄ là hệ số chiều rộng vành răng 𝑒

❖ Modun vòng ngoài 𝑚𝑒 và modun vòng trunh bình 𝑚𝑚 có quan hệ tương tự:

𝑑𝑚2𝑠𝑖𝑛𝛿1 (𝟔 𝟏𝟎𝟕 − 𝒕𝒓 𝟐𝟓𝟎)

❖ Số răng bánh răng trụ răng thẳng tương đương:

𝑧𝜈1 = 𝑧1

𝑐𝑜𝑠𝛿1 ; 𝑧𝜈2 =

𝑧2𝑐𝑜𝑠𝛿2 =

𝑧2𝑠𝑖𝑛𝛿1 (𝟔 𝟏𝟎𝟖 − 𝒕𝒓 𝟐𝟓𝟎)

❖ Tỷ số truyền tương đương:

𝑑𝑚1𝑠𝑖𝑛𝛼 (𝟔 𝟏𝟏𝟎 − 𝒕𝒓 𝟐𝟓𝟏) Theo công thức (6.99) ta có:

❖ Đường kính vòng chia trung bình 𝑑𝑚1 khi thay 𝜓𝑏𝑑 = 𝑏 𝑑⁄ 𝑚1vào (6.114):

𝑑𝑚1 = 75,6 √ 𝑇1 𝐾𝐻𝛽 √𝑢2+ 1

0,85 𝜓𝑏𝑑 [𝜎𝐻]2 𝑢

3

(𝟔 𝟏𝟏𝟓 − 𝒕𝒓 𝟐𝟓𝟏) Hoặc nếu thay thế:

Với 𝜓𝑏𝑒 ≤ 0,3 Thông thường người ta lấy 𝜓𝑏𝑒 = 0,285

❖ Chiều dài côn ngoài:

• Lấy 𝑑𝑒 phụ thuộc vào tỷ số truyền u, chọn 𝑧1𝑝 theo Bảng 6.19:

• Chọn 𝑧1 phụ thuộc vào độ rắn bề mặt vật liệu chế tạo bánh răng:

Sau đó, tính các kích thước chủ yếu khác của bộ truyền

❖ Kiểm nghiệm độ bền uốn:

𝜎𝐹 = 𝑌𝐹𝐹𝑡𝐾𝐹0,85𝑏𝑤𝑚𝑚 ≤ [𝜎𝐹] (𝟔 𝟏𝟏𝟖 − 𝒕𝒓 𝟐𝟓𝟐)

Từ công thức trên thay 𝐹𝑡 =2𝑇1

𝑑𝑚1

⁄ ; 𝑏 = 𝑚𝑒 ⋅ 𝜓𝑏𝑚

và 𝑑𝑚1 = 𝑑𝑒1(1 − 0,5𝜓𝑏𝑒) = 𝑚𝑒 ⋅ 𝑧1(1 − 0,5𝜓𝑏𝑒) ta có:

√ 2 𝑇1⋅ 𝐾𝐹 𝑌𝐹10,85 ⋅ 𝜓𝑏𝑑⋅ 𝑧1⋅ [𝜎𝐹] (1 − 0,5𝜓𝑏𝑒)2

3

(𝟔 𝟏𝟏𝟗𝒄 − 𝒕𝒓 𝟐𝟓𝟑)

Sau đó chọn 𝑚𝑒 theo tiêu chuẩn và tính toán các kích thước khác

4 Trình tự tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Thông số cho trước: Công suất 𝑃1 (hoặc mô-men xoắn 𝑇1), số vòng quay 𝑛1 và tỷ số truyền 𝑢 Trình tự tính toán:

• Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, tra cơ tính vật liệu như; giới hạn bền, giới hạn chảy, độ rắn vật liệu (suy ra giới hạn mỏi)

• Xác định ứng suất tiếp xúc [𝜎𝐻] và ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹] cho phép để thiết kế

sơ bộ theo các công thức (6.33) và (6.47) Xác định chỉ tiêu tính là theo độ bền tiếp

xúc hoặc độ bền uốn phụ thuộc vào bôi trơn, độ rắn bề mặt vật liệu…

❖ Nếu tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc ta tính tiếp theo trình tự:

• Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] theo giá trị nhỏ nhất của [𝜎𝐻1] và [𝜎𝐻2] hoặc

theo công thức (6.42)

• Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝜓𝑏𝑒 = 0,285 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính 𝐾𝐻 =

𝐾𝐻𝛽 theo Bảng 6.18

• Tính toán đường kính 𝑑𝑒1 theo công thức (6.116a)

• Theo Bảng 6.19 ta chọn số răng 𝑧1𝑝 Tùy thuộc vào độ rắn bề mặt ta chọn 𝑧1 theo

công thức (6.117) Sau khi chọn 𝑧1, 𝑧2 ta tìm được giá trị 𝑚𝑒 từ công thức (6.95a) và

chọn 𝑚𝑒 theo giá trị tiêu chuẩn

• Tính toán lại tỉ số truyền u và kiểm tra tỉ số truyền 𝛥𝑢 ≤ 2 ÷ 3% Xác định các góc mặt côn chia 𝛿1 𝑣à 𝛿2 theo công thức (6.99)

• Tính các kích tước chủ yếu khác của bộ truyền bánh răng côn Các giá trị đường kính

tính chính xác đến 0,01mm

• Xác định modun vòng trung bình 𝑚𝑚 Tính vận tốc vòng 𝜈 theo đường kính vòng

chia trung bình và chọn cấp chính các bộ truyền theo Bảng 6.3

• Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền (công thức 6.102÷6.104)

• Chọn hệ số tải động 𝐾𝐻𝜈 và 𝐾𝐹𝜈 theo Bảng 6.17

• Xác định ứng suất tính toán 𝜎𝐻 trên vùng ăn khớp theo công thức (6.114) và so sánh

với giá trị cho phép Cho phép thiếu tải nhỏ hơn 10% và dư tải đến 5% Nếu điều kiện bền tiếp xúc không thỏa thì ta tăng chiều rộng vành răng b Nếu tiếp tục không thỏa

ta chọn lại vật liệu có độ bền cao hơn và tính toán lại

• Xác định số răng tương đương 𝑧𝜈1 và 𝑧𝜈2 theo công thức (6.108) Sau đó sử dụng công thức (6.80) tính các hệ số 𝑌𝐹1 và 𝑌𝐹2 và xác định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ

số [𝜎𝐹] ∕ 𝑌𝐹 Tính toán tiến hành theo răng có độ bền thấp hơn

• Tính toán giá trị ứng suất uốn tại chân răng theo công thức (6.118) Nếu giá trị tính

toán nhỏ hơn nhiều so với [𝜎𝐹] thì bình thường, vì khi thiết kế theo độ bền tiếp xúc thì theo độ bền uốn dư rất nhiều Nếu điều kiện bền uốn không thỏa thì ta tăng modun

𝑚𝑒 và tương ứng giảm số răng 𝑧1, 𝑧2 và tiến hành tính toán kiểm nghiệm lại

❖ Nếu tính toán thiết kế theo độ bền tiếp uốn thì ta tính tiếp theo trình tự:

số [𝜎𝐹] ∕ 𝑌𝐹 Tính toán tiến hành theo răng có độ bền thấp hơn

• Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝜓𝑏𝑑 theo Bảng 6.16 hoặc hệ số 𝜓𝑏𝑒 = 0,285 Tính

hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng