thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 1 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Lớp :CTM3_K11 Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ 1.1, Chọn động cơ 1.1.1, Xác định công xuất động cơ η Pt Pct = Trong đó: - P ct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) - P t: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw) 3 10 − = vFPt Với :Lực kéo băng tải F=14000 N Vận tốc băng tải V=0,34 m/s − P t = 14000.0,34. 3 10 − = 4,76 kw Hiệu suất truyền động: - η =η đ η br. 2 ol η . η k .η ot - Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có: Hiệu suất bộ truyền đai η đ = 0,96 Hiệu suất 1 cặp bánh răng η br = 0,97 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn η ol = 0,99 Hiệu suất khớp nối η k = 0,99 Hiệu suất 1 cặp ổ trượt η ot = 0,995 − η = 0,96.0,97.0,99 2 .0,99.0,995 = 0,9 − 9,0 76,4 =Pct = 5,289 kw 1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ - Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động U t = U h .U n Trong đó: - U h : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc - Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ: U h = U br = 4 Un= U đ =5  U t = 4.5 = 20 - Số vòng quay trục máy công tác: n lv = D v . .60000 π SV:Phạm Thanh Tùng - 1 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 2 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Với vận tốc băng tải v =0.34 m/s Đường kính tang D= 200mm  n lv = 200.14,3 34,0.60000 = 32,48 (vg/ph) - Số vòng quay sơ bộ của động cơ : . n sb= n lv. u t = 32.20 = 640 (vg/ph) 1.1.3 Chọn động cơ - Momen mở máy của động cơ 65,1 4,1 .4,1 21 1 = + = TT T T Tmm = 0,85 - Theo kết quả tính toán ở trên : • Công suất cần thiết P ct = 5.289 kw • Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:n sb = 750 (vg/ph) • Tải trọng phải thỏa mãn: dn mm T T T T max < Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ: Tên động cơ Công suất động cơ (kw) n đb (vg/ph) Hệ số cosϕ dn T T max 4A132S8Y3 5,5 716 0,74 1.8 1.2.Phân phối tỷ số truyền - Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động : U t = U h. U đ = lv đb n n = 48,32 716 = 22,04 - Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc U h = U br = 4  Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài U n = U đ = 5,51 1.3.Xác định công suất,số vọng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ thống dẫn động: Gồm các trục: − Trục động cơ − Trục bánh răng nhỏ: trục 1 − Trục bánh răng lớn : trục 2 1.3.1,Trục bánh răng lớn: Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề 76 ta có: lkot t lkot lv PP P 0.0. 2 ηηηηηη == Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: − η ot = 0,995 − η k = 0,99 SV:Phạm Thanh Tùng - 2 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 3 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 − η o l = 0,99  P 2 = 88,4 99,0.99,0.995,0 76,4 = kw n 2 = n lv = 32,48 (vg/ph) T 2 = 9,55.10 6 . 2 2 n P = 9,55.10 6 48.32 88,4 = 1434852,22 N.mm 1.3.2,Trục bánh răng nhỏ: Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có: brol P P ηη . 2 1 = Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: − n lt = 0,99 − n br = 0,97  P 1 = 08,5 97,0.99,0 88,4 = kw n 1 = đ đc U n = 51,5 716 = 130(vg/ph) T 1 = 9,55.10 6 . 1 1 n P = 9,55.10 6 130 08,5 = 373184,62 N.mm 1.3.3,Trục động cơ: Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có: đbr đc P P ηη . 1 = Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: − n br = 0,97 − n đ = 0,96  P đc = 45,5 96,0.97,0 08.5 = kw n đc = 716(vg/ph) T đc = 9,55.10 6 . đc đc n P = 9,55.10 6 716 45,5 = 72692,04 N.mm Bảng tổng kết số liệu: Thông số trục Động cơ 1 2 Công suất P(kw) 5,4 5,03 4,83 Tỷ số truyền U 5,51 4 Số vòng quay n (vg/ph) 716 130 32,48 Mômen xoắn T (N.mm) 72692,04 373184,62 1434852,22 SV:Phạm Thanh Tùng - 3 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 4 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền đai dẹt 2.1,Chọn loại đai Căn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyền U đ = 5,1 và điều kiện làm việc va đập nhẹ ta chọn Loại đai là đại vải cao su 2.2,Xác định các thông số bộ truyền 2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏ Theo công thức thực nghiệm ta có : d 1 = (5.2 6.4) 3 đc T trong đó : mômen xoắn trên trục động cơ T 1 = 72692,04N.mm đường kính bánh đai nhỏ d 1  d 1 = (5.2 6.4) 3 72692,04 =217,02 267,1 mm Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d 1 = 225 mm 2.2.2,Đường kính bánh đai lớn d 2 = ξ −1 . 1 d Ud = 01,01 51.5.225 − = 1252,27 mm Theo tiêu chuẩn bảng 15_ tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d 2 = 1250 mm Tỷ số truyền thực tế : U tt = )01.01.(225 1250 )1( .1 2 − = − ξ d d = 5.61  Sai lệch tỷ số truyền : 8.1100. 51,5 61,551,5 100. −= − = − =∆ đ ttđ U UU U % < 5% ⇒ đảo bảo 2.2.3,Khoảng cách trục và chiều dài đai • khoảng cách trục : a ))(2 5,1( 21 dd +≥ =1,5.(225 + 1250) = 2212,5 mm • chiều dài đai : L 5,2212.4 )2251250( 2 )2251250.(14,3 5,2212.2 4 )( )( 2 2 2 2 12 21 − + + += − +++= a dd dda π = 6860,64 mm • tăng dây đai lên một lượng l = 139,36 mm để dễ nối đai.Vậy chiều dài của đai là L = 7m • Nghiệm đai về tuổi thọ : L v i = Với chiều dài của đai L = 7m vận tốc đai v = sm nd đc /435,8 10.60 716.225.14,3 10.60 33 1 == π  ⇒<== 5205,1 7 435,8 i đảm bảo độ bền của đai • Nghiệm góc ôm α 1 : °= − −°= − −°= 6,153 5,2212 2251250 .57180.57180 12 1 a dd α > [ ] °=150 1 α .Thỏa mãn điều kiện góc ôm SV:Phạm Thanh Tùng - 4 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 5 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 2.3,Xác định tiết diện đai • Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai : [ ] F đt kF bA δ δ . . == [ ] δδ . . F đt kF b =⇒ Trong đó : δ là chiều dày của đai.Với đai vải cao su mmd d 625,5 40 225 40 1 40 1 1 1 ==≤⇒≤ δ δ Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn δ = 6 4 =⇒ z Lưc vòng F t = V P ct .1000 Với vận tốc đai V = sm nd đc /435,8 10.60 716.225.14,3 10.60 33 1 == π  F t = N V P đc 652 435,8 5,5.1000 .1000 == • Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động k đ = 1,1 • Ứng suất có ích cho phép [ ] F δ xác định theo công thức: [ ] [ ] 0 0 CCC vFF α δδ = Trong đó:  Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm [ ] 1 .2 1 0 d k k F δ δ −=  Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là ⇒°55 Ứng suất căng ban đầu MPa8.1 0 = σ Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k 1 = 2,5; k 2 = 10 => [ ] 256,2 225 5,510 5,2 . 0 =−= F δ (MPa) Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có: − Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm : 9208,0 = α C Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có: − Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc : 0094,1=Cv Theo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là °55 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền 1 0 = C ⇒ [ ] 09,21.0094,1.9208,0.256,2 == F δ (MPa) Hệ số tải trọng động k đ = 1,35 => [ ] mm kF b F đt 19,70 09,2.6 35,1.652 . . === δδ Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b = 75 (mm) ( ) mmB 85=⇒ 2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục − Lực căng ban đầu : .8,1 00 == δσ bF 75.6=810 (N) − Lực tác dụng lên trục:       =       = 2 6,153 sin.810.2 2 sin 2 1 0 α FF r = 1577,19 (N) SV:Phạm Thanh Tùng - 5 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 6 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Chương 3 .Thiết kế bánh răng 3.1,Chọn vật liệu Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với: − Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240 Chọn độ cứng HB = 230 Giới hạn bền 750 1 = b σ (MPa) Giới hạn chảy 450 1 = ch σ (MPa) − Bánh răng lớn: Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217 Chọn độ cứng HB = 180 Giới hạn bền 600 2 = b σ (MPa) Giới hạn chảy 340 2 = ch σ (MPa) 3.2,Định ứng suất cho phép − Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ] H HL H S K H . 0 lim σσ = + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : 70.2 0 lim += HB H σ Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:S H =1,1 ⇒ 53070230.2 0 1lim =+= H σ (MPa) ⇒ 43070180.2 0 2lim =+= H σ (MPa) + Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: K HL = H m HE HO N N .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc H m = 6 o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 4,2 .30 HBN HO = ⇒ 74,2 1 10.39,1230.30 == HO N ⇒ 64,2 2 10.76,7180.30 == HO N o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ii i HE tn T T cN 60 3 max ∑         = Với iii tTnc ,,, lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. ∑ ∑∑         = i ii iHE t t T T t u n cN 60 3 max1 1 2 ⇒ 633 2 10.9,810000. 8 25.4 .65,0 8 5,2 .1. 4 130 .1.60 =       += HE N Vì ⇒> 22 HOHE NN 22 HOHE NN = .Tương tự thì do đó ⇒> 11 HOHE NN 11 HOHE NN = Nên suy ra K HL = 1 SV:Phạm Thanh Tùng - 6 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 7 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Như vậy sơ bộ xác định được : [ ] MPa H 82,481 1,1 1 .530 1 == σ [ ] MPa H 91,390 1,1 1 .430 2 == σ [ ] [ ] [ ] [ ] ⇒<= + = + = min 21 25,1365,436 2 91,39082,481 2 H HH H MPa σ σσ σ thỏa mãn − Ứng suất uốn cho phép: [ ] F FLFC F S KK F . . 0 lim σσ = Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có: ; S F = 1,75 + Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : HB F .8,1 0 lim = σ [ ] MPa414230.8,1 1 0 Flim ==⇒ σ [ ] MPa324180.8,1 2 0 Flim ==⇒ σ + Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:K FC = 1(vì tải đặt một phía) + Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: K FL = F m FE FO N N .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn F m = 6 o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 6 10.4= FO N o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: ii m i FE tn T T cN F 60 max ∑         = Với iii tTnc ,,, lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 766 6 max1 1 2 10.4,810000. 8 25.4 .65,0 8 5,2 .1 4 130 .1.60 60 =       +=         =⇒ ∑ i i FE t T T u n cN Vì 6 2 7 2 10.410.4,8 =>= FOFE NN do đó K FL2 = 1.Tương tự thì K FL1 = 1 Như vậy sơ bộ xác định được : [ ] MPa F 57,236 75,1 1.1 .414 1 == σ [ ] MPa F 14,185 75,1 1.1 .324 2 == σ − Ứng suất quá tải chọ phép: [ ] [ ] [ ] MPa MPa MPa chF chF chH 272340.8,08,0max 360450.8,08,0max 952340.8,28,2max 22 11 2 === === === σσ σσ σσ 3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục: SV:Phạm Thanh Tùng - 7 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 8 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 [ ] 3 2 1 . ).1.( bdH H aw u KT uKa ψσ β ±= Trong đó :  Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng: Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: 3/1 49,5MPa= a K  Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T 1 = 373184,62 N.mm  Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ] MPa H 365,436= σ  Hệ số xác định theo công thức : )1(.53,0 ±= u babd ψψ Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn 795,0)14(3,0.53,03,0 =+=⇒= bdba ψψ  Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:K Hβ Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy : K Hβ = 1,02975  mma w 70,212 795,0.4.365,436 02975,1.62,373184 ).14.(5,49 3 2 =+= 3.3.2 Xác định thông số ăn khướp: 1,Xác định môđun: mmam w 2540,41270,270,212)02,001,0()02,001,0( ÷=÷=÷= Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 4mm Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0 + Xác định số bánh răng nhỏ: [ ] [ ] 27,21 )14.(4 70,212.2 )1.( .2 1 = + = + = um a z w .Lấy z 1 = 21 + Xác định số răng bánh lớn: z 2 = u.z 1 = 4.21 = 84 + Tổng số răng 1058421 21 =+== + zzz t + Tính lại khoảng cách trục mm mz a t w 210 2 105.4 2 === Do đó tỷ số truyền thực tế U tt = U h = 4 2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: + Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: 2 1 1 )1.( 2 ww H HMH dub uKT zzz + = ε σ .Trong đó:  Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,Z M = 274 3/1 MPa  Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : wt b H a z 2sin cos2 β = .Với Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở β b : .00.20cos.cos === tgtgtg tb βαβ Với 20)0cos/20()cos/( ==== tgarctgtgarctg twt βααα SV:Phạm Thanh Tùng - 8 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 9 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Trong đó: góc prôfin gốc α = 20; góc prôfin răng t α ; góc ăn khớp tw α ⇒ 764,1 20.2sin 0cos2 == H z  Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : ε z + Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng : 0 14,3.4 0sin.63 . sin. === π β ε β m b w .Với chiều rộng vành răng mmab wbaw 63210.3,0. === ψ + Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng: 69,10cos) 84 1 21 1 (2,388,1cos.) 11 (2,388,1 21 =       +−=       +−= βε α zz ⇒ 77,0 3 69,14 3 4 = − = − = α ε ε z  Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: mm u a d h w w 168 )14( 210.2 )1( 2 1 = + = + = . Vận tốc vòng ⇒=== sm nd v w /14.1 60000 130.168.14,3 60000 11 π Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9.  Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: HvHHH KKKK αβ = .Với • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:K Hβ Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do 795,0= ba ψ ,bằng phương pháp nội suy:K Hβ = 1,02975 • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính về tiếp xúc: theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và 13,15,2 =⇒< α H Kv • Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc: αβ H wwH Hv KT dbv K K.2 1 H1 1 += o Với 64,40 4 210 .14.1.82.06,0 0 === u a vgv w HH δ o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp H δ theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2 0 g theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK ⇒ 495,1 13,1.,029751.62,373184.2 168.63.64,40 1 =+= Hv K → 74,1495,1.13,1.02975,1 == H K Vậy MPa dub uKT zzz ww H HMH 6,355 168.4.63 )14.(74,1.62,373184.2 .77,0.764,1.274 )1.( 2 22 1 1 = + = + = ε σ + Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] [ ] xHRVHH KZZ σσ = SV:Phạm Thanh Tùng - 9 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 10 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76  với v = 1,14s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng 86,014,1.85,0.85,0 1.01.0 === vZ V  Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc R Z với cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công đạt độ nhắm 95,040 10 =⇒= Rz ZmR µ  Với 1700 =⇒< xHa Kmmd  [ ] MPa H 51,3561.95,0.86,0.365,436 == σ Do [ ] 51,3566,355 =<= HH σσ nên giữ nguyên kết quả tính toán .Như vây. Bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc  Tính lại chiều rộng vành răng : [ ] mmab H H wbaw 11,66 51,356 41,374 .210.3,0. 2 2 =       =         = σ σ ψ 3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp [ ] [ ] 2 1 21 2 1 1 11 1 . . 2 F F FF F F ww FF F Y Y mdb YYYKT σ σ σ σσ βε ≤= ≤= .Trong đó:  Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T 1 = 373184,62 N.mm  Môđun pháp : m = 4mm  Chiều rộng vành răng : mmb w 11,66=  Đường kính vòng lăn bánh chủ động: mmd w 168 1 =  Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: FvFFF KKKK αβ = .Với • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:K Fβ Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do 795,0= ba ψ bằng phương pháp nội suy:K Fβ = 1,0695 • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính về uốn: theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và 37,15,2 =⇒< α F Kv • Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng : 59,0 69,1 11 === a Y ε ε Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng 69,1= a ε • Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0 ⇒ Y β = 1 • Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: 2,1 FF YY o theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với ⇒= 21 1 Z hệ số dịch chỉnh 0 21 == xx o số răng tương đương : 84 1 84 cos 21 1 21 cos 3 2 2 3 1 1 === === β β Z Z Z Z V V Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có: 608,3;04,4 21 == FF YY SV:Phạm Thanh Tùng - 10 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy [...]... bánh răng 1 và 2 g 0 theo bảng 6 .16 _TTTKHTDĐCK 10 ,84.66 ,11 .16 8 = 1, 11 ⇒ K Fv = 1 + 2.37 318 4,62 .1, 0695 .1, 37 → K F = 1, 0695 .1, 37 .1, 11 = 1, 63 2.T K Y Y Y 2.37 318 4,62 .1, 63.0,59 .1. 4,04 σ F1 = 1 F ε β F1 = = 65,27 MPa < [σ F 1 ] = 236,57 MPa bw d w1 m 66 ,11 .16 8.4 Vậy σ Y 65,27.3,608 σ F 2 = F1 F 2 = = 58,29 MPa < [σ F 2 ] = 18 5 ,14 MPa YF 1 4,04 + Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = [σ F ]YR... ⇒ YS = 1, 08 − 0,0695 ln ( m ) = 1, 08 − 0,0695 ln ( 4) = 0,98  Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm : YR = 1 (bánh răng phay)  Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: : K xF = 1 (da . hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2 0 g theo bảng 6 .16 _TTTKHTDĐCK ⇒ 11 ,1 37 ,1. ,069 51. 62,37 318 4.2 16 8 .11 ,66.84 ,10 1 =+= Fv K → 63 ,11 1 ,1. 37 ,1. 0695 ,1 == F K Vậy [ ] [ ] MPaMPa Y Y MPaMPa mdb YYYKT F F FF F F ww FF F 14 ,18 529,58 04,4 608,3.27,65 . 57,23627,65 4 .16 8 .11 ,66 04,4 .1. 59,0.63 ,1. 62,37 318 4.2 . . bảng 6 .16 _TTTKHTDĐCK ⇒ 495 ,1 13 ,1. ,0297 51. 62,37 318 4.2 16 8.63.64,40 1 =+= Hv K → 74 ,14 95 ,1. 13 ,1. 02975 ,1 == H K Vậy MPa dub uKT zzz ww H HMH 6,355 16 8.4.63 )14 .(74 ,1. 62,37 318 4.2 .77,0.764 ,1. 274 . kính vòng lăn bánh răng nhỏ: mm u a d h w w 16 8 )14 ( 210 .2 )1( 2 1 = + = + = . Vận tốc vòng ⇒=== sm nd v w /14 .1 60000 13 0 .16 8 .14 ,3 60000 11 π Theo bảng 6 .13 _ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác