Tài liệu đồ án chi tiết máy HUST

tài liệu chuyên ngành cho sinh viên bách khoa hà nội Các tài liệu này sử dụng cho sinh viên học các môn Chi tiết máy, thiết kế máy, cơ sở thiết kế máy, cơ ứng dụng và thực hiện đồ án môn học của các ngành cơ khí. Ngoài ra tài liệu tham khảo này giúp các Kỹ sư thực hiện công việc thiết kế

Công suất làm việc

Hiệu suất hệ dẫn động

Trong thực tế, băng (xích) tải được thiết kế và chế tạo trước, sau đó mới tiến hành thử nghiệm để xác định lực và vận tốc phù hợp Nhiệm vụ của sinh viên trong đồ án này là chọn động cơ và thiết kế bộ phận giảm tốc, do đó không cần tính toán các bộ phận của băng (xích) tải Hiệu suất của hệ dẫn động (giảm tốc) được tính theo công thức: η=η br η 2 ôl η đ(x) η kn.

• Hiệu suất bộ truyền đai (xích)η đ(x) = .

• Hiệu suất bộ truyền bánh răngη br

• Hiệu suất một cặp ổ lănη ôl = .

• Hiệu suất khớp nốiη kn = 1

Do vậy: η=η br η ôl 2 η đ(x) η kn = .

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Số vòng quay trên trục công tác

Với hệ dẫn động băng tải n lv = 60000×v π×D = .(v/ph) Với hệ dẫn động xích tải n lv = 60000×v z×p = .(v/ph)

Chọn tỉ số truyền sơ bộ

• Tỷ số truyền của bộ truyền xíchu x =2 .3

• Tỷ số truyền của bộ truyền đaiu đ lấy theo dãy2; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15.

• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụu br =4 .5

• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cônu br =3,5 .4

Tỷ số truyền sơ bộ u sb =u đ(x) ìu br =ã ã ã ì ã ã ã= .

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

n sb =n lv ìu sb =ã ã ã ì ã ã ã= .(v/ph)

Chọn động cơ

Tra bảng ở phục lục trong tài liệu [1], chọn động cơ thỏa mãn các yêu cầu: n đc ≈n sb = .(v/ph)

Chú ý: Ưu tiên động cơ có công suất gần vớiP yc nhất.

Thông số động cơ được chọn:

• Công suất động cơP = (kW)

• Vận tốc quayn= (vòng/phút)

• Đường kính động cơd= (mm)

Để phân phối tỷ số truyền trong hệ dẫn động, trước tiên cần tính toán sơ bộ tỷ số truyền Sau khi lựa chọn động cơ phù hợp, các bước tiếp theo là tính toán và phân phối tỷ số truyền một cách chính xác.

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động u ch = n đc n lv = .

Có thể bắt đầu bằng cách lựa chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai (hoặc xích), sau đó tính toán tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng bằng công thức \( u_{br} = \frac{u_{ch}}{u_{đ}(x)} \) Ngược lại, cũng có thể chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trước rồi từ đó xác định tỷ số truyền của bộ truyền đai.

Chú ý: tỷ số truyền đai, xích, bánh răng phải phù hợp với giá trị trong khoảng cho phép Cụ thể:

• Tỷ số truyền của bộ truyền xíchu x =2 .3

• Tỷ số truyền của bộ truyền đaiu đ lấy theo dãy2; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15.

• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụu br =4 .5

• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cônu br =3,5 .4

3 Tính các thông số trên trục

Công suất

Công suất trên các trục được tính từ trục công tác (trục làm việc)

Công suất trên trục công tác

P ct =P lv = .(kW) Công suất trên trục 2 (trục ra của hộp giảm tốc)

Công suất trên trục 1 (trục vào của hộp giảm tốc)

P 1 = P 2 η ôl η br = .(kW) Công suất thực tế trên trục động cơ

P đc = P 1 η ôl η kn = .(kW) (đề 1,3)

Số vòng quay

Số vòng quay trên các trục được tính từ trục động cơ, theo số vòng quay động cơ đã chọn.

Số vòng quay trên trục động cơn đc = .

Số vòng quay trên trục 1 n 1 =n đc = .(v/ph) (đề 1,3) n 1 = n đc u đ = .(v/ph) (đề 2,4)

Số vòng quay trên trục 2 n 2 = n 1 u br = .(v/ph)

Số vòng quay trên trục công tác n ct= n 2 u x = .(v/ph) (đề 1,3) n ct =n 2 = .(v/ph) (đề 2,4)

Momen xoắn

Momen xoắn trên các trục tính theo công thức

T i = 9,55×10 6 ×P i n i trong đóP i vàn i là công suất và số vòng quay trên trụci

Momen xoắn trên trục động cơ

T đc = 9,55×10 6 ×P đc n đc = .(Nmm) Momen xoắn trên trục 1

T 1 = 9,55×10 6 ×P 1 n 1 = .(Nmm) Momen xoắn trên trục 2

T 2 = 9,55×10 6 ×P 2 n 2 = .(Nmm) Momen xoắn trên trục công tác

Bảng thông số

Sau khi xác định được thông số trên các trục, kết quả được tổng hợp trong bảng thông số. Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác

Tỷ số truyền ukn (hoặc uđ) ubr ux (hoặc ukn)

Công suất P (kW) Pđc P1 P2 Pct

Số vòng quay n (v/ph) nđc n1 n2 nct

Momen xoắn T (Nmm) Tđc T1 T2 Tct

1 Công suất của động cơ là công suất thực tế đã tính ở trên, không phải là công suất danh nghĩa

2 Để đảm bảo kích thước của hộp giảm tốc không quá nhỏ (dẫn đến khó chọn lựa các chi tiết), đề nghị sinh viên tính khoảng cáchanhư sau: a= 1,23×(u br + 1) 3

• Nếua N H02 lấyN HE2 =N H02 do đóK HL2 = 1

Thay số vào công thức được:

S F 2 K F L2 = .MPa Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =K a (u+ 1) 3

• K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng K a = 49.5(Mpa)

• T 1 : momen xoắn trên trục chủ động T 1 = (Nmm)

• [σ H ] sb : ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] sb = (MPa)

• ψ ba ,ψ bd : hệ số chiều rộng vành răng Chọnψ ba = 0.3÷0.4 ψ bd = 0.5ψ ba (u+ 1)

Hệ số K Hβ được sử dụng để phản ánh sự phân bố không đồng đều của tải trọng trên chiều rộng của vành răng Để xác định giá trị của K Hβ, cần tham khảo bảng 6.7 với ψ bd = trong trường hợp HB < 350 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 K Hβ sẽ được tính toán dựa trên các thông số này.

= .mm Chọna w = (Chú ý: làm tròn thành số nguyên tận cùng là số 5 hoặc 0)

4 Xác định các thông số ăn khớp

Mô đun

Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọnmtheo tiêu chuẩn m= (mm).

Xác định số răng

ChọnZ 2 = (gần với giá trị tính được nhất)

Tỷ số truyền thực tế u t = Z 2

Sai lệch tỷ số truyền

100%= .%Nếu∆u >4% thì phải chọn lạiZ 1 vàZ 2

Xác định lại khoảng cách trục

Chọna w = (mm) (Chú ý: làm tròn thành số nguyên tận cùng là số 5 hoặc 0 vàkhông bé hơn a ∗ w )

Xác định hệ số dịch chỉnh

Nếua w =a ∗ w thì hệ số dịch chỉnhx 1 =x 2 = 0

Nếua w ̸=a ∗ w , hệ số dịch chỉnh được tính như sau:

Tra bảng 6.10a[1](trang 101) vớik y = ., đượck x = .

Hệ số giảm đỉnh răng

Tổng hệ số dịch chỉnh x t =y+ ∆y= .

Hệ số dịch chỉnh của bánh răng chủ động x 1 = 1 2

Hệ số dịch chỉnh của bánh răng bị động x 2 =x t −x 1 = .

Xác định góc ăn khớp α tw

Do đó α tw =arccos(cosα tw ) = ◦

5 Xác định ứng suất cho phép

Tỷ số truyền thực tế u t = . Đường kính vòng lăn d w1 = 2a w u t + 1 = .(mm)

Vận tốc vòng của bánh răng v = π d w1 n 1

Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là sơ bộ với giá trị 60000 (m/s) Sau khi xác định vật liệu, kích thước và thông số động học của bánh răng, cần xác định chính xác ứng suất cho phép để đảm bảo hiệu suất và độ bền của thiết kế.

• [σ H ]và[σ F ]là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2.

• Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang 91 và 92 chọn:

• Z v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

• K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K xH = 1

• Y R : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng ChọnY R = 1

• Y s : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

Y s = 1.08−0.0695ln(m) vớimlà mô đun = (mm)

• K xF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K xF = 1

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

• Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Z M = 274

• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

3 ϵ α : hệ số trùng khớp ngang ϵ α = 1.88−3.2

– K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã xác định ở mục 3) K Hβ = .

– K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp.K Hβ = 1với răng thẳng.

– K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh trụ răng thẳng vàv = (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = .

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với

Nội suy tuyến tính đượcK Hv = .

• b w : chiều rộng vành răng. b w =ψ ba a w = . làm tròn (số nguyên)b w = (mm)

• d w1 : đường kính vòng lăn (đã tính ở mục 5) d w1 = .

– Nếu không thỏa mãn tức là thừa bền, cần phải giảmψ ba hoặca w

– Nếu thỏa mãn, giữ nguyên kết quả tính toán và tăng chiều rộng vành răngb w b w =b w

– Nếu không thỏa mãn, cần phải tănga w và tính lại

Kiểm nghiệm về độ bền uốn

• [σ F 1 ]và[σ F 2 ]là ứng suất uốn cho phép đã tính ở mục 5.

• K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

Hệ số K F β phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Để xác định giá trị này, cần tham khảo bảng 6.7 với ψ bd = và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, từ đó có thể tính toán K F β =

– K F α : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp.

– K F v : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

• Y ϵ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

• Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng Do răng thẳngY β = 1

• Y F 1 vàY F 2 : hệ số dạng răng.

Y F 1 =ã ã ã ≤[σ F 2 ] Nếu không thỏa mãn phải tăngmvà tính lại.

7 Một số thông số khác của cặp bánh răng Đường kính đỉnh răng d a1 =d 1+ 2 (1 +x 1)m= . d a2 =d 2 + 2 (1 +x 2 + ∆y−k 2 )m= . Đường kính đáy răng d f 1 =d 1 −(2.5−2x 1)m = . d f 2 =d 2 −(2.5−2x 2)m = .

Lực vòngF t1 =F t2 = 2T 1 d w1 = .(N) Lực hướng tâmF r1 =F r2 =F t1 tanα w = .(N)

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Hệ số dịch chỉnh x 1 (mm) x 2 (mm)

Chiều rộng vành răng b w1 (mm) b w2 (mm) Đường kính vòng lăn d w1 (mm) d w2 (mm) Đường kính đỉnh răng d a1 (mm) d a2 (mm) Đường kính đáy răng d f1 (mm) d f2 (mm)

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

• Xác định thông số của bộ truyền bánh răng thoả mãn độ bền

• Bộ truyền bánh răng phải có kích thước hợp lý (ví dụ khoảng cách trục không quá lớn hoặc quá nhỏ)

• Thiết kế bộ truyền bánh răng dựa trên chỉ tiêu đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và uốn.

• Phương pháp thiết kế bánh răng phải theo chuẩn, hướng dẫn dưới đây là rút gọn của chuẩn ISO

1 Chọn vật liệu bánh răng

• Độ rắn HB=ã ã ã ữ ., chọn HB 2 = .

• Giới hạn chảyσ ch2 = (MPa)

Chú ý: chọn vật liệu 2 bánh răng là vật liệu nhóm I có HB N H01 lấyN HE1 =N H01 do đóK HL1 = 1

◦ NếuN HE2 > N H02 lấyN HE2 =N H02 do đóK HL2 = 1

S F 2 K F L2 = .MPa Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =K a (u+ 1) 3

• K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng K a = 43(Mpa)

• ψ ba ,ψ bd : hệ số chiều rộng vành răng Chọnψ ba = 0.3÷0.4 ψ bd = 0.5ψ ba (u+ 1)

Hệ số K Hβ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Để xác định giá trị K Hβ, cần tham khảo bảng 6.7 với ψ bd = và áp dụng sơ đồ bố trí 6 khi HB < 350 Kết quả thu được là K Hβ =

[σ H ] 2 sb u ψ ba = .mm Chọna w = (Chú ý: làm tròn thành số nguyên tận cùng là số 5 hoặc 0)

Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọnmtheo tiêu chuẩn m= (mm).

Xác định góc nghiêng của răng

Xác định góc ăn khớp α tw

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở β b =arctan(cosα t tanβ) = ◦

5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép

Tỷ số truyền thực tế u t = . Đường kính vòng lăn d w1 = 2a w u t + 1 = .(mm) d w2 = 2a w −d w1 = .(mm) Vận tốc vòng của bánh răng v = π d w1 n 1

Ứng suất cho phép 60000 (m/s) được đề cập trong mục 2 chỉ mang tính chất sơ bộ Sau khi xác định vật liệu, kích thước và thông số động học của bánh răng, việc xác định chính xác ứng suất cho phép là rất cần thiết.

• [σ H ] sb và[σ F ] sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2.

Y s = 1.08−0.0695ln(m) vớimlà mô đun = (mm)

6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H =Z M Z H Z ϵ

• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

• Z ϵ : hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngangϵ α và hệ số trùng khớp dọcϵ β

– ϵ α : hệ số trùng khớp ngang ϵ α [ 1.88−3.4

– ϵ β : hệ số trùng khớp dọc ϵ β = b w sinβ m π = .

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh trụ răng nghiêng vàv = (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = .

• b w : chiều rộng vành răng. b w =ψ ba a w = . làm tròn (số nguyên)b w = (mm)

• d w1 : đường kính vòng lăn (đã tính ở mục 5) d w1 = .

– Nếu không thỏa mãn tức là thừa bền, cần phải giảmψ ba hoặca w

– Nếu thỏa mãn, giữ nguyên kết quả tính toán và tăng chiều rộng vành răngb w b w =b w

– Nếu không thỏa mãn, cần phải tănga w và tính lại

6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn σ F 1 = 2T 1 K F Y ϵ Y β Y F 1 b w d w1 m ≤[σ F 1 ] σ F2 = σ F 1 Y F 2

• [σ F 1 ]và[σ F 2 ]là ứng suất uốn cho phép đã tính ở mục 5.

Hệ số K F β phản ánh sự phân bố không đồng đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Để xác định giá trị K F β, cần tra cứu bảng 6.7 với ψ bd = và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, từ đó nhận được kết quả K F β =

– K F v : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

• Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

• Y F 1 vàY F 2 : hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đươngZ v1 vàZ v2

Y F 1 =ã ã ã ≤[σ F 2 ] Nếu không thỏa mãn phải tăngmvà tính lại.

7 Một số thông số khác của cặp bánh răng Đường kính đỉnh răng d a1 =d 1+ 2m= . d a2 =d 2 + 2m= . Đường kính đáy răng d f 1 =d 1 −2.5m= . d f 2 =d 2 −2.5m= .

Lực hướng tâmF r1 =F r2 = F t1 tan20 ◦ cosβ = .(N) Lực dọc trụcF a1 =F a2 =F t1 tanβ = .(N)

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Chiều rộng vành răng b w1 (mm) b w2 (mm) Đường kính vòng lăn d w1 (mm) d w2 (mm) Đường kính đỉnh răng d a1 (mm) d a2 (mm) Đường kính đáy răng d f1 (mm) d f2 (mm)

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

• Xác định thông số của bộ truyền bánh răng thoả mãn độ bền

• Bộ truyền bánh răng phải có kích thước hợp lý (ví dụ khoảng cách trục không quá lớn hoặc quá nhỏ)

• Thiết kế bộ truyền bánh răng dựa trên chỉ tiêu đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và uốn.

• Phương pháp thiết kế bánh răng phải theo chuẩn, hướng dẫn dưới đây là rút gọn của chuẩn ISO

1 Chọn vật liệu bánh răng

• Giới hạn chảyσ ch1 = (MPa) ÷

• S H ,S F : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

• σ Hlim 0 ,σ F lim 0 : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. σ 0 Hlim = 2HB+ 70 σ F lim 0 = 1.8HB

– Bánh chủ động σ Hlim1 0 = 2HB1+ 70 = .MPa σ 0 F lim1 = 1.8HB 1 = .MPa

– Bánh bị động σ Hlim2 0 = 2HB 2 + 70 = .MPa σ 0 F lim2 = 1.8HB 2 = .MPa

• K HL ,K F L : hệ số tuổi thọ.

– m H ,m F : bậc của đường cong mỏi Bánh răng có HB < 350,m H =m F = 6

– N H0 ,N F 0: số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

– N HE ,N F E : số chu kỳ thay đổi ứng suất.

* c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c= 1

* n: vận tốc vòng của bánh răng.

* t Σ : tổng số giờ làm việc của răng t Σ =L h

S F 2 K F L2 = .MPa Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

3 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài

• K R : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng K a = 50(Mpa)

• K be : hệ số chiều rộng vành răng Chọn sơ bộK be = 0.25÷0.3

• K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21[1](trang 113) với

– Sơ đồ bố trí là sơ đồ I, trục lắp trên ổ đũa

4.1 Mô đun Đường kính vòng chia ngoài d e1 = 2R e

Tra bảng 6.22[1](trang 114) vớid e1 = (mm) và tỷ số truyềnu= ., được số răngZ 1p = Với HB < 350→Z 1 = 1.6Z 1p = .

ChọnZ 1 = (số nguyên). Đường kính vòng trung bình và mô đun vòng trung bình d m1 = (1−0.5K be )d e1 = . m tm = d m1

Mô đun vòng ngoài m te = m tm

Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọnm te theo tiêu chuẩn: m te = (mm)

Mô đun vòng trung bình m tm = (1−0.5K be )m te = .

100%= .%Nếu∆u >4% thì phải chọn lạiZ 1 vàZ 2

Xác định góc côn chia

4.4 Xác định hệ số dịch chỉnh

Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, sử dụng dịch chỉnh đều x 1 +x 2 = 0Tra bảng 6.20[1](trang 112) vớiZ 1 = .;u t = ., đượcx 1 = ., từ đóx 2 =−x 1 = .

Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài

Đường kính trung bình d m1 =m tm Z 1 = . d m2 =m tm Z 2 = .

Tỷ số truyền thực tế u t = .

Vận tốc vòng của bánh răng v = π d m1 n 1

Ứng suất cho phép 60000 (m/s) được đề cập ở mục 2 chỉ là giá trị sơ bộ Sau khi xác định vật liệu, kích thước và các thông số động học của bánh răng, cần thực hiện việc xác định chính xác ứng suất cho phép để đảm bảo hiệu suất và độ bền của sản phẩm.

• [σ H ] sb và[σ F ] sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2.

Y s = 1.08−0.0695ln(m) vớim tm là mô đun = (mm)

6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H =Z M Z H Z ϵ

• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc Với bánh răng thẳng và dịch chỉnh đều

3 ϵ α : hệ số trùng khớp ngang ϵ α = 1.88−3.2

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh côn răng thẳng vàv = (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = .

• b: chiều rộng vành răng. b=K be R e = . làm tròn (số nguyên)b = (mm)

• d w1 : đường kính trung bình (đã tính ở mục 5) d m1 = .

– Nếu không thỏa mãn tức là thừa bền, cần phải giảm chiều rộng vành răngbhoặcR e

– Nếu thỏa mãn, giữ nguyên kết quả tính toán và tăng chiều rộng vành răngb b=b

– Nếu không thỏa mãn, cần phải tăngR e và tính lại

6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn σ F 1 = 2T 1 K F Y ϵ Y β Y F 1

• [σ F 1]và[σ F 2]là ứng suất uốn cho phép đã tính ở mục 5.

– K F β : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21[1](trang 113) với

* Sơ đồ bố trí là sơ đồ I, trục lắp trên ổ đũa

– K F v : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra phụ lục 2.3[1](trang

Nội suy tuyến tính đượcK F v = .

• Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng Do răng thẳngY β = 1

• Y F 1 vàY F 2: hệ số dạng răng.

Y F 1 =ã ã ã ≤[σ F 2] Nếu không thỏa mãn phải tăngmvà tính lại.

7 Thông số hình học của cặp bánh răng Đường kính vòng chia d e1 =m te Z 1 = . d e2 =m te Z 2 = .

Chiều cao răng ngoài h e = 2.2m te = .

Chiều cao đầu răng ngoài h ae1 = (h te +x 1 )m te = . h ae2 = (h te +x 2 )m te = .

Chiều cao chân răng ngoài h f e1 =h te −h ae1 = . h f e2 =h te −h ae2 = . Đường kính đỉnh răng ngoài d ae1 =d e1 + 2h ae1 cosδ 1 = . d ae2 =d e2 + 2h ae2 cosδ 2 = .

Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn

Định dạng
Số trang	45
Dung lượng	406,42 KB