Thuyết minh Đồ Án chi tiết máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 2 cấp

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 2 CẤP NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT ÔTÔ Tp Cần Thơ

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT ÔTÔ

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 2 CẤP

NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT ÔTÔ

Tp Cần Thơ, tháng 12/2024

YÊU CẦU ĐỀ TÀI, HÌNH ẢNH GV CUNG CẤP:

NHẬN XÉT CỦA GV HƯỚNG DẪN

I VỀ HÌNH THỨC

………

………

………

………

………

………

………

II VỀ NỘI DUNG ………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

III KẾT LUẬN Đạt: ………

………

………

………

LỜI NÓI ĐẦU

Với nhiều sự nỗ lực và cố gắng của bản thân, đến nay ……… của nhóm tôi

đã hoàn thành Để hoàn thành được ………… này tôi đã nhận được sự hướng dẫn, giúp đỡ tận tình của quý thầy cô, bạn bè, gia đình,… Để tỏ lòng kính trọng và biết ơn sâu sắc, tôi xin chân thành cảm ơn:

……….

……….

……….

……….

Một lần nữa xin chân thành cảm ơn!

NHÓM 9.4

MỤC LỤC

NHẬN XÉT CỦA GV HƯỚNG DẪN i

LỜI NÓI ĐẦU ii

MỤC LỤC iii

DANH SÁCH CÁC CHỮ VIẾT TẮT vi

DANH SÁCH CÁC BẢNG vii

DANH SÁCH CÁC HÌNH viii

PHẦN I 1

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1

1 Tính chọn động cơ điện 1

1.1 Chọn kiểu loại động cơ 1

1.2 Chọn công suất động cơ 1

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ 1

1.4 Chọn đồng bộ thực tế 1

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 2

2 Phân phối tỉ số truyền 2

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 2

2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc 2

3 Tính toán các thông số trên các trục 2

3.1 Tính công suất trên các trục 2

3.2 Tính số vòng quay trên các trục 2

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục 2

3.4 Lập bảng kết quả 2

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 3

2.1 Thiết kế bộ truyền đai (hoặc xích) 3

2.1.1 Tiểu mục 3

1.1.2 Tiểu mục 3

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng (hoặc trục vít - bánh vít) cấp nhanh 4

2.2.1 Tiểu mục 4

2.2.2 Tiểu mục 4

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng (hoặc trục vít - bánh vít) cấp chậm 4

2.3.1 Tiểu mục 4

2.3.2 Tiểu mục 4

2.4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp số giảm tốc 5

2.4.1 Tiểu mục 5

2.4.2 Tiểu mục 5

2.5 Kiểm tra điều kiện chạm trục 5

2.5.1 Tiểu mục 5

2.5.2 Tiểu mục 5

2.6 Kiểm tra sai số vận tốc 5

2.6.1 Tiểu mục 5

2.6.2 Tiểu mục 5

PHẦN III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 6

3.1 Thiết kế trục 6

3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi 6

3.1.1.1 Tính sơ bộ 6

3.1.1.2 Tính gần đúng 6

3.1.1.3 Tính chính xác 6

3.1.2 Tính trục theo độ bền tĩnh (tính quá tải) 6

3.1.3 Tính độ cứng cho trục 7

3.2 Tính chọn ổ lăn 7

3.2.1 Chọn phương án bố trí ổ 7

3.2.2 Tính ổ theo khả năng tải động 7

3.2.3 Tính ổ theo khả năng tải tĩnh 7

3.3 Tính chọn khớp nối 7

3.4 Tính chọn then 7

3.2.1 Tính chọn then cho trục I 7

3.2.2 Tính chọn then cho trục II 7

3.2.3 Tính chọn then cho trục III 7

PHẦN IV CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 8

4.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 8

4.1.1 Tiểu mục 8

4.1.1.1 Tiểu mục 8

4.1.1.2 Tiểu mục 8

4.1.2 Tiểu mục 8

4.2 Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng, ) 8

4.2.1 Tiểu mục 8

4.2.2 Tiểu mục 8

4.2.2.1 Tiểu mục 8

4.2.2.2 Tiểu mục 8

4.3 Chọn các chế độ lắp trong hộp 9

4.3.1 Tiểu mục 9

4.3.2 Tiểu mục 9

4.3.2.1 Tiểu mục 9

4.3.2.2 Tiểu mục 9

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 10

TÀI LIỆU THAM KHẢO 11

PHỤ LỤC 14

DANH SÁCH CÁC CHỮ VIẾT TẮT

1 HAWT Horizontal Axis Wind Turbine

2 VAWT Vertical Axis Wind Turbine

6 NACA National Advisory Committee for Aeronautics

10 LiFePo4 (LFP) Lithium Fe Photphat

DANH SÁCH CÁC BẢNG

Bảng 1.1: So sánh tuabin HAWT và VAWT 22

Bảng 3.1: Quan hệ độ cong (m) và vị trí độ cong (p) trên cánh NACA 5 số [43] 58

Bảng 4.1: Vận tốc gió trung bình tháng và năm (m/s) tại TPHCM [9] 60

Bảng 4.2: Tọa độ biên dạng cánh NACA 2412 nửa cánh bên trái 66

Bảng 4.3: Tọa độ biên dạng cánh NACA 2412 nửa cánh bên phải 67

Bảng 4.4: Simulation Properties 69

Bảng 4.5: Kết quả mô phỏng 71

Bảng 4.6: Thông số kỹ thuật bộ điều khiển sạc Hybrid Controler MPPT 300W 102

Bảng 4.7: Thông số vận hành khi không tải 102

Bảng 4.8: Thông số vận hành khi có tải 103

DANH SÁCH CÁC HÌNH

Hình 1: Hệ thống trụ đèn chiếu sáng cho cầu vượt 1

Hình 1.1: Kết cấu chung của trụ đèn chiếu sáng 3

Hình 1.2: Trụ đèn cao áp 4

Hình 3.1: Khí động học cánh rotor [21] 6

PHẦN I.

Chương 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

CƠ KHÍ

1 Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu loại động cơ

a) Động cơ điện một chiều

b) Động cơ điện xoay chiều

Gồm hai loại: động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ Động cơ ba pha không đồng bộ lại chia ra kiểu rôto dây cuốn và kiểu rôto lồng sóc.

Với hệ dẫn động cơ khí ( hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải, dùng với các hộp giảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc.

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ để đảm bảo cho nhiệt

độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số mcho phép.

Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc được thì công suất cần thiết động cơ (P ct ):

trong đó : Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt – công suất tính toán (công suất làm việc trên trục máy công tác)

 - hiệu suất của toàn bộ hệ thống

 = 1.2.3… (1-2)

với 1,2,3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫnđộng, chọn theo bảng 2.3 trang 19 – “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí”

ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

br - hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc

đ - hiệu suất bộ truyền đai

Bảng 2.4 trang 21 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí”

là bảng tham khảo để chọn tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống dẫnđộng

Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức sau :

1.4 Chọn đồng bộ thực tế

Động cơ điện phải có thông số thỏa mãn :

P đc≥ P ct =1,57 kW

n đb≈ n sb = 1650,168 v/p Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 (vòng/phút)

Theo bảng phụ lục 1.3 sách Tính toán thiết kê hệ thống dẫn động cơ khí với

Ptd = 1,57 kW nđb = 1500 (vòng/phút) dùng động cơ 4AX90L4Y3

Kiểu động

cơ

Công suất kW

Vận tốc quay vg/ph

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

a) Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi mở máy momen tải không được vượt quá momenkhởi động của động cơ ( T >T k ) nếu không động cơ sẽ không chạy Trong các catalog của động cơ đều cho tỉ

số T k /T dn , đó cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn hiệu động cơ, với điều kiện:

→ T mm

T =T

T=1

→ Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.

b) Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :

Để tránh cho động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải cho động cơ theo điều kiện sau :

→ Vậy thỏa điều kiện quá tải động cơ

2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức :

u t=n dc

n lv= 14 2 0

95 , 94 =14 ,6

trong đó: nđc - số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph )

nlv - số vòng quay của trục máy công tác( vg/ph )

0.5t 0.5t

0.8T

t

T

T T

2.1 Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống u t , cho hộp giảm tốc u h và

2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Phân phối tỉ số truyền uh cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc :

3.1 Tính công suất trên các trục

3.4 Lập bảng kết quả

Trục

Thông số

Tỉ số truyền

Tốc độ quay (v/ph)

Công suất (kW)

Mômen xoắn (N/mm) Trục động cơ

CHƯƠNG II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

2 Xác định các thông số của bộ truyền

2.1 Đường kính của bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệmsau :

d1=(5 ,2 6 , 4) 3

√T1=(5 ,2 6 , 4) √37429=(190 ,5 234 ,5)mm

Trong đó T1 = 5594Nmm – mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ

Chọn đường kính d1 theo tiêu chuẩn, d1 = 200mm

Vận tốc v= π d1n1

60000 =3 ,14.200 1420

60000 =15,229m/sĐường kính bánh đai lớn :

d2 = d1u(1-) = 200.2,15.(1-0,02)=792,232mm

trong đó : u - tỉ số truyền

 = 0,01  0,02 - hệ số trượt

Chọn đường kính d2 theo tiêu chuẩn, d2 = 800mm theo bảng (20.15) hoặc trang

24 – “Chi tiết máy tập 2”

Sai lệch tỉ số truyền :

Δ u=uưu t

u t =2 ,15ư2,12

2 ,15 .100 %=1,97 %<4 %2.2.Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :

Số vòng chạy của đai :

3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Lực vòng được xác định theo công thức sau :

Theo bảng 4.8 trang 55 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tỉ

số ( δ

d1)max nên dùng là 401 (đai vải cao su), do đó :δ=d1

40 =200

40 =5 mm, theo bảng4.1 trang 51 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” dùng loại đaiБKHJI65 không có lớp nót, trị số tiêu chuẩn  = 5 (với số lớp là 5)

Ứng suất c0s ích cho phép :

[σ]F=[σ F]0.C α C v C O =2,425.1,873.0 ,95.1=2,142 MPa

trong đó : với bộ truyền đặt nằm ngang chọn σ0=2 MPa, theo bảng 4.9 trang 56

-“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, k1 = 2,7, k2 = 11, do đó

Cv = 0,95 tính theo công thức- “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Co = 1 tra bảng 4.10 trang 57 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Chiều rộng bánh đai :

Với σ0=2 MPa đã chọn khi xác định [σ F]0 ta tính được lực căng ban đầu :

F0=σ0δ b =2.5.63=630 N

Lực tác dụng lên trục :

F r =2 F0sin(α1

2 )=1235 ,14 N

PHẦN HAI : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÀI 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 Chọn vật liệu

Đối với bộ truyền bánh răng có công suất nhỏ và trung bình nên chọn vậtliệu là thép cacbon chất lượng tốt Ở đây ta chọn thép 45 Cơ tính vật liệu trabảng 6.1 trang 92 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Ứng suất cho phép tiếp xúc.

Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:

N HO - là số chu kỳ làm việc cơ sở

m H - là bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công thức sau:

Vì N HE >N HO nên ta lấy N HE =N HO để tính toán ⟹ K HL 1 =K HL 2=1

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ H]m ax =2,8 σ ch

Suy ra: [σ H 1]m ax =2,8×580=1624 MPa

[σ H 2]m ax =2,8×580=1624 MPa

Ứng suất uốn cho phép

Ta có thể tính ứng suất uốn cho phép sơ bộ của bánh răng theo công thức sau:

Số chu kỳ cơ sở: N FO =5×106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo công thức sau:

Vì N FE >N FO nên ta có: K FL 1 =K FL 2=1 Hệ số an toàn có giá trị: s F =1,75

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ cho từng bánh răng như sau:

[σ F 1]=σ 0 F lim 1 K FL 1

s F 1 =486× 1

1 ,75 =277 ,71 MPa

[σ F 2]=σ 0 F lim 2

K FL 2

s F 2 =468× 1

1 ,75 =267 , 43 MPa

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F]m ax =0 ,8 σ ch

Suy ra: [σ F 1]m ax =0 ,8×580=464 MPa

T1 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm

[σ H] - ứng suất tiếp xúc cho phép

Từ (2-5)  a w =49 ,5.(2,85+1).3

√ 15022.1 ,15

44 52.4 ,32.0 ,3 =233 ,02 mmLấy aw = 230mm

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng

 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo côngthức

Khoảng cách trục lúc này là :

a tw=m ( z1+z2 )

2 cos β =m z t

2 =232,5mmChọn aw = 235mm

Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 235mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và tatiến hành như sau :

Hệ số giảm đỉnh răng : Δy= k x z t

1000 =0,219.155

1000 =0,034 Tổng hệ số dịch chỉnh : x t = y+ Δy=0,833+0,034=0,867

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau :

3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiệnsau :

σ H =Z M Z H Z ε√2.T1 K H (u±1)

b w .u d w 12  [σ H] (2-7)Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị sốcủa ZM = 274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ”

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H=√2 cos β b

sin 2 α tw=√ 2 cos 0

sin 2.21 ,6 =1,71

trong đó b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệthống dẫn động cơ khí ”

Z ε- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

3 =0,867Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

d w 1=2 a w

u m+1=

2.235

2 , 85+1=87,935mmVận tốc vòng của bánh nhỏ

v= π d w 1 n1

60000 =3 ,14.87,935 651

60000 =1,657 (m/s)trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)

Với v = 1,657 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ” dùng cấp chính xác 9

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH .KH .KHv = 1,15.1.1,081 = 1,243

trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vànhrăng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

KH - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, trị số của KH  đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng KH  = 1

KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv tínhtheo công thức sau:

K Hv=1+ ν H b w d w 1

2.T1 K Hβ K Hα=1+5,338.70 ,5.87,935

2.15022.1 ,15.1 =1,081 trong đó : ν H =δ H g0 v √a w

u m =0,006.73.1,657 √ 235

2 , 85=5,338với v = 2,371 tính được ở trên, δ H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ănkhớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, trabảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Thay các giá trị vừa tính được vào (2-7) ta được :

σ H =274.1,71.0,867 √2.15022.1,243 (2,85+1)

0 ,3.235 2 , 85.87 , 93 52 =405,756MPaTheo(2-1) với v = 1,657m/s, với v< 5m/s Zv = 1, với cấp chính xác động học là

9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R

z = 10 40m, do đó ZR = 0,9, với dw1 < 700mm, KxH = 1 do đó

[σ H]= σ 0 Hlim

S H Rv xH HLMpa

Ta thấy σ H >[σ H] và [σ H ]−σ H

[σ H] .100=¿1,29 < 4 không thoả mãn độ bền tiếp xúc

do vậy ta tăng bề rộng bánh răng

 bw =70,5.(405,756/400,5)2 =72,36 lấy bw=73mm

3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :

Y = 1/ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với  là hệ số trùng khớp ngang

Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1

YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thốngdẫn động cơ khí ”

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :

KF = KF .KF .KFv = 1,32.1.1,37 = 1,81

với KF  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí ”

KF  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn, trị số của KF  đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng

KF  = 1

KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị

số KFv tính theo công thức sau:

K Fv=1+ ν F b w d w 1

2.T1 K Fβ K Fα=1+14 ,23.73 78,935

2.15022.1 ,32.1 =1,597trong đó : ν F =δ F g0 v √a w

u m =0,016.73.1,657 √ 235

2 , 85 =14 ,23

với v = 1,657 tính được ở trên, δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số

ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí ”, g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, trabảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Ta có T1 = 15022MPa, m = 3mm, bw = 73mm, dw1 = 87,935mm với  = 1,744, Y

 = 1/1,744 = 0,573, Y = 1, zv1 = z1 =29, zv2 = z2 = 82 theo bảng 6.18 trang 109

-“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,653, YF2 = 3,49

Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :

Ta thấy σ F 1=70MPa < [σ F 1]=237 ,5MPa

σ F 2 =68 ,88MPa < [σ F 1]=216 ,86MPa

vậy thoả mãn về độ bền uốn

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ

BẢNG 2 : CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

T2 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm

[σ H] - ứng suất tiếp xúc cho phép

Từ (2-10)  a w 2 =49 ,5.(2,38+1).3

√ 41048.1 , 05

44 52.2 ,78.0 , 4 =283 ,5 mmLấy aw = 280mm

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng

 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo côngthức

Khoảng cách trục lúc này là :

a tw 2=m ( z1+z2 )

2 cos β =m z t

2 =280mm3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiệnsau :

σ H =Z M Z H Z ε√2.T1 K H (u±1)

b w .u d w 12  [σ H] (2-12)Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị sốcủa ZM = 274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ”

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H =1,76

trong đó b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệthống dẫn động cơ khí ”

Z ε- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

Với v = 0,759 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ” dùng cấp chính xác 9

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH .KH .KHv = 1,05.1.1,035 = 1,087

trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vànhrăng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

KH  - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, trị số của KH  đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng KH  = 1

KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv tínhtheo công thức sau:

K Hv=1+ ν H b w d w 1

2.T1 K Hβ K Hα=1+ 3 ,21.112.148

2.41048 1 , 05.1=1,035