ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO
H Ọ V À T ÊN: PH ẠM V ĂN S Ự GVHD : NGUY ỄN V ĂN TU ÂN BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO I . tính thông số động học của hệ dẫn động 1 . Chọn động cơ điện A . Xác định công suất: Từ các số liệu lực kéo dây cáp : F = 11000 N Vận tốc kéo cáp : V= 0,32 m/s Công suất tFrên trục công tác P ct Công suất trên của động tác : p ct = F.v.10 -3 = 11000. 0,32 = 3,52(kw) Công suất của động cơ p dc Điều kiện p dc > p td Công suất yêu cầu p yc = p td Công suất yêu cầu của động cơ. P yc = p td = ŋ: hiệu suất bộ truyền ƞ = ƞ = =ƞ d ƞ . ƞ 2 ot . ƞ k . ƞ br Tra bảng 2.3/TR19[TTTKHDĐCK-T1]ta có hiệu suất của: Bộ truyền đai η đ = 0,95 – 0,96 Chọn η đ = 0,96 Cặp ổ lăn η ol = 0,99 – 0,995 Chọn η ol = 0,99 Bộ truyền bánh răng trụ η br = 0,96 – 0,98 Chọn η br = 0,98 η = 0,96 . 0,99 2 . 0,98 = 0,92 Tra bảng 2.3/ tr 19 [ TTTKHDĐCK] ta có các thông số trên Bộ truyền đai ƞ đ = 0,95 – 0,96 chọn ƞ đ = 0,96 P td = = =3,8(kw) B .xác định tốc đọ đồng bộ: n sơ bộ = n công tác .u sơ bộ với n ct = =(vg/p) mà ta có u sb = u sb hộp . u sb ngoài =45,85.12 =550,2 (vg/p) chọn động cơ có tốc độ 716 vg/p từ bảng 1-1/234 chọn động cơ 4A132M8Y3 với các thông số công suất P = 3,8 9(kw) vận tốc v = 716(vg/p) 94,0 75,1 8,1 21 1 21 = + = + >= TT T TT T T T mm DN k 2. Phân phối tỷ số truyền: 63,15 8,45 716 === ct dc t n n u Mà 26,5 3 63,15 3 . ===⇒ == = h t brh nht u u Ud uu uuu 3. Tính toán số các thông động học a. Công suất )(59,3 99.0.99.0.1 93,4 2 kw P P otolk ct === ηηη )(70,3 98,0.99,0 59,3 . 2 1 kw P P otbr === ηη )(93,3 98,0.96,0 70,3 . 1 kw P P olđ đc === ηη b. Tốc độ n dc =716 (kw) )/(12,136 26,5 716 1 phvg u n n d dc === )/(3,45 3 12,136 1 2 phvg u n n h === n ct = n 2 =45,3 (vg/ph) c. Mômen xoắn trên trục: i i i n P T .10.55,9 6 = Mômen xoắn trên trục động cơ: ).(2,52418 716 93,3 .10.55,910.55,9 66 mmN n P T dc dc dc === Mômen xoắn trên trục 1: ).(52,5367469 18,136 24,5 .10.55,910.55,9 6 1 1 6 1 mmN n p T === Môm en xoắn trên trục 2: ).(22,756832 3,45 59,3 .10.55,9.10.55,9 6 2 2 6 2 mmN n P T === Mômen xoắn trên trục công tác: ).(05,742075 3,,45 52,3 .10.55,9.10.55,9 66 mmN n p T ct ct ct === II. Tính toán bộ truyền ngoài 1. Chọn tiết diện đai Theo hình 4.1/TR59[TTTKHDĐCK-T1] từ công suất trên trục động cơ ta chọn: Đai thang thường tiết diện B Theo bảng 4.13/tr59 ta tra được các thông số đai: Đường kính bánh đai nhỏ nhất d 1 = 140mm Diện tích tiết diện: A 1 = 138mm 2 Chiều dày đai: h = 10,5 mm Chiều dài chuẩn: L 0 = 3750mm 2. Xác định đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ: Chọn theo tiêu chuẩn 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] d 1 = 140(mm) Đường kính bánh đai lớn: Theo công thức 4-2/53 [TTTKHDĐCK-T1] với hệ số trượt đai ε = 0,02 )(4,751 02,01 26,5.140 1 . 1 2 mm ud d = − = − = ε Theo bảng 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] chọn đường kính tiêu chuẩn d 2 = 1000(mm) Như vậy, tỉ số truyền thực tế: 42,5 )01,01(140 4,751 )1( 1 2 = − = − = ε d d u t Vậy %4%011,0 36,5 36,542,5 〈= − = − =∆ u uu u t (thỏa mãn) Vận tốc đai: )/(24,5 60000 716.140.14,3 60000 1 sm nd v === π Khoảng cách trục sơ bộ a được chọn theo bảng 4-14/60[TTTKHDĐCK-T1]: Động cơ 1 2 Công tác P (kW) 3,8 3,7 3,93 3,52 u u đai = 5,26 u 1 = 3 U k = 1 n (Vg/p) 716 136,12 45,3 45,3 T (N.mm) 52418,29 52,5367469 22,756832 742075,05 a = d 2 . 0,9 = 676,26 mm (do u = 5,42) Chiều dài đai l được xác định theo công thức 4.4/54[TTTKHDĐCK-T1]: ( ) ( ) )(1936 26,676.4 1404,751 2 4,751140 .14,326,676.2 .42 2 22 1221 mm a dddd aL = − + + += − + + += π Chiều dài tiêu chuẩn được chọn theo bảng 4-13/59[TTTKHDĐCK-T1] :L= 1936 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15/60[TL1]: )/1(10)/1(3,1 4 24,5 ss L v i <=== Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1936mm được tính theo công thức 4.6/54[TTTKHDĐCK-T1]: 2 2 8 4 a λ λ + − ∆ = Với λ = l – π.(d 1 + d 2 ).0,5=1936 – 3,14.(140+751,4).0,5=536,5 ∆ = (d 2 - d 1 ).0,5 = (751,4 – 140).0,5 = 305,7 )(874 4 7,305.85365,536 4 .8 22 22 mma = −+ = ∆−+ =⇒ λλ Vậy a = 874 (mm) Góc ôm α 1 tính thep công thức 4.7/54[TTTKHDĐCK-T1]: oo a dd 120125 874 1401000 .57180.57180 min 12 1 =>= − −= − −= αα 3. Xác định số đai z Số đai z được xác định theo công thức 4.16/60[TTTKHDĐCK-T1] : [ ] ( ) 1 0 1 . . . d u z PK z P C C C C α = Trong đó: P 1 = 3,7 kW Công suất trên trục bánh đai chủ động. [P 0 ]=2,78 kW Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều dài đai l 0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh. Bảng 4.19[TTTKHDĐCK-T1]. K d = 1,25 Hệ số tải trọng động Bảng 4.7 [TTTKHDĐCK-T1]. Băng tải, động cơ loại II. C α = 0,83 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α 1 =125 o Bảng 4.15[TTTKHDĐCK-T1]. C l = 1,13 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l/l o =1,8 Bảng 4.16[TTTKHDĐCK-T1]. C u = 1,14 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=7,35 Bảng 4.17[TTTKHDĐCK-T1]. C z = 0,95 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai. Bảng 4.18[TTTKHDĐCK-T1] (Z’= P 1 /[P]=2) [ ] ( ) === 95,0.14,1.13,1.83,0.78,2 25,1.7,3 . 1 1 zuo d CCCCp Kp z α 1,7 Lấy z = 2 đai Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TTTKHDĐCK-T1] và bảng 4.21/63[TTTKHDĐCK-T1] (Với đai thang tiết diện A có t = 19, e = 12,5, h 0 = 4,2) B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).19 + 2.12,5 =34 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai: d a1 = d 1 + 2.h 0 = 140 + 2.4,2 = 148,4(mm) d a2 = d 2 + 2.h 0 = 1000+ 2.4,2 = 1008,4(mm) 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TTTKHDĐCK-T1] 1 0 780. . . . d v P K F F v C z α = + Trong đó: F v Lực căng do lực li tâm sinh ra. F v = 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực căng. Nếu định kỳ điều chỉnh thì lực căng F v = q m .v 2 (q m : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng 4.22/tr64[TTTKHDĐCK-T1]. Và F v = 0,178 . 5,24 2 = 4,88 (N) bảng 4.20/tr64[TTTKHDĐCK-T1]. )(4158,4 2.83,0.25,5 25,1.7,3.780 780 1 NF zCv Kp F V d o =+=+= α Lực tác dụng lên trục được tính theo 4.21/64 : )(1472 2 125 sin.2.415.2 2 sin 2 1 NzFF or === α III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGIÊNG 1. Chọn vật liệu: Cụ thể theo bảng 6-1/92[TTTKHDĐCK-T1] ta chọn : Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có MPaMPa chb 450,750 11 == σσ Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 215 Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170 217 có NPaMPa chb 340,600 22 == σσ Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 2 = 200(Mpa) 2. Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có: lim 2 70 o H HB σ = + ; 1,1 H S = ; lim 1,8 o F HB σ = ; 1,75 F S = Trong đó o limH σ và o limF σ là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. S H , S F là hệ khi số an toàn tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 215 Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB 2 = 200 Vậy: = σ 0 1limF 2HB 1 +70=2.215+70=500MPa 0 1limF σ =1,8.215=387MPa = 0 2limF σ 2HB 2 +70=2.200+70=470MPa 0 2limF σ =1,8.200=360MPa Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: Theo 6-5/93[TL1]: 2,4 0 30 H HB N H= Do đó: N Ho1 =30. 74,2 10.2,1215 = N Ho2 =30.200 4,2 =10 7 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: 6 4.10 Fo N = (Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ: 0 HL k = H mH HE m N ; 0 FL k = F mF FE m N mH,mF : bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn. Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên m H =6;m F =6. Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên N HE , N HF được tính theo công thức 6- 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]: 3 HE max N =60.c. ( ) . i i i T n t T ∑ ; 1 FE max 1 max n N =60.c. ( ) . . 60.c. . ( ) . u F F m m i i i i i T T n t t T T = ∑ ∑ Với T i là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. n i là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. t i tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay Tính: ( ) 733 2 3 max1 1 3 max 2 10.2,216000.425,0.14,0.6,0. 3 12,136 .1.60 60 60 =+=⇒ = = ∑ ∑∑∑ HE i ii iii i HE N t t T T t u n ctn T T cN N HE2 > N Ho2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1; Lấy N HE2 = N Ho2 ( ) 766 max 2 10.9,116000.425,0.1475,0.6,0 3 12,136 .1.60 60 =+= = ∑ ii m i FE tn T T cN F N FE2 > N Fo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1, tương tự K FL1 = 1 Tính bánh răng chủ động: N HE1 > N HE2 > N Ho1 N FE1 > N FE2 > N Fo1 Nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1; K FL1 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91 [TTTKHDĐCK-T1]. và 6-2/9[TTTKHDĐCK-T1]. [ ] lim . . . . o H H R V xH HL H Z Z K K S σ σ = [ ] lim . . . . . o F F R s xF FC FL F Y Y K K K S σ σ = Trong đó: Z R Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Z V Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z V =0,85.v 0,1 ) K xH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Y R Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y s Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất. K xF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn. K FC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1 K HL ; K FL Hệ số tuổi thọ S H ; S F Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn. σ Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở σ Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z R .Z V .K xH = 1 và Y R .Y s .K xF = 1 Vậy ta có [ ] lim . H H HL H K S σ σ = [ ] lim . . F FL FC F F K K S σ σ = Thay số [ ] H σ 1 = 55,454 1,1 1.500 . 1lim == HL H H K S σ (MPa) [ ] H σ 2 = )(27,427 1,1 1.470 . 2lim MPaK S HL H H == σ [ ] F σ 1 = )(14,2211. 75,1 387 . 1lim MPaK S FC F F == σ [ ] F σ 2 = )(71,2051. 75,1 360 . 2lim MPaK S FC F F == σ Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo công thức 6-12/tr95[TTTKHDĐCK-T1] ta có: [ ] [ ] [ ] 91,440 2 27,42755,454 2 21 = + = + = HH H σσ σ Ứng suất quá tải cho phép: [ ] OH σ max =2,8. )(952340.8,2 2 MPa ch == σ [ ] 1F σ max =0,8. )(360450.8,0 1 MPa ch == σ [ ] 2F σ max =0,8. )(272340.8,0 2 MPa ch == σ b. Xác định các thông số ăn khớp Theo công thức 6-17[TTTKHDĐCK-T1] ta có m=(0,01 ÷ 0,02).a w = 2,86÷5,72 Theo bảng tiêu chuẩn 6-8/99[TTTKHDĐCK-T1] chọn m = 4 Chọn sơ bộ góc nghiêng β=12 o , do đó cosβ = 0,9781 Theo 6-31/103[TTTKHDĐCK-T1] Số bánh răng nhỏ: 98,34 )13.(4 12cos.286.2 )1( cos 2 1 1 = + = + = o w um a z β Lấy tròn z 1 =35 răng Số bánh răng lớn: 1053.28. 12 === uzz Lấy tròn z 2 =105 răng Tỉ số truyền thực tế sẽ là: 3 35 105 1 2 === z z u m cos β = 979,0 286.2 )35105.(4 .2 ).( 21 = + = + w a zzm 0 12=⇒ β c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33/105[TTTKHDĐCK-T1] ( ) [ ] 1 ε 2 1 2. . . 1 σ . . . σ . . H m H M H H w m w T K u Z Z Z b u d + = ≤ Trong đó: Z M Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số Z M tra trong bảng 6-5/96[TTTKHDĐCK-T1]. ( ) 1 3 M Z = 274 Mpa Z H Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc 2.cosβ sin 2α b H tw Z = với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. β b = 0 α tw : Góc ăn khớp α tw =arctan( β α cos tan )=arctan( 4,20 979,0 20tan 0 = 73,1 )4,20.2( 12cos.2 ==⇒ Sin Z o H ε Z Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công thức 6-36/105[TTTKHDĐCK-T1]: 74,1979,0. 28 1 112 1 .2,388,1cos. 11 2,388,1 21 = +−= +−= βε α zz Z = 76,0 74,1 11 == α ε K H Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức 6-39/106[TTTKHDĐCK-T1] β α . . H H H Hv K K K K= Trong đó: βH K :Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98 [TTTKHDĐCK-T1] => 07,1= β H K αH K :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Bánh răng nghiêng => αH K =1,01 Hv K Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số Hv K tính theo công thức 1 1β α ν . . 1 2. . . H w w HV H H b d K T K K = + với m w 0HH u a .v.g.δν = Vận tốc vòng theo 6-40/106[TTTKHDĐCK-T1]: ε )/(01,1 60000 12,136.143.14,3 60000 11 sm nd v w === π Theo bảng 6-13/106[TTTKHDĐCK-T1] chọn cấp chính xác 9 Theo bảng 6-15/107[TTTKHDĐCK-T1] và 6-16/107[TTTKHDĐCK-T1] 82;002,0 0 ==⇒ g H δ mv H (01,1 4 286 .73,0.82.002,0 == /s) )(5,85286.3,0. mmab wbaw === ψ 01,1 01,1.07,1.10.3,5.2 143.5,85.01,1 1 2 1 5 1 1 =+=+=⇒ αβ HH wwH HV KKT dbV K Vậy: 0915,101,1.01,1.07,1 === HVHHH KKKK αβ Thay số: 94,450 4,114.4.5,85 )14.(09,1.10.14,5.2 .76,0.73,1.274 )1.( 2 2 5 2 1 = + = + = wmw mH HMH dub uKT ZZZ ε δ Theo 6-1/91 [TTTKHDĐCK-T1] và 6-1a/93[TTTKHDĐCK-T1]: [ ] [ ] o Hlim H σ σ ' . . . . σ . . . S H R V xH HL H R V xH Z Z K K Z Z K= = Trong đó Z R Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Cấp chính xác 9 1)(4010 =⇒→=⇒ RZ ZmR µ Z V Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn 350MPa nên Z V =1 K xH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. => K xH = 0,95 do d a < 1000 (mm) [ ] [ ] )(71,45795,0.1.1.8.481 ' lim MPaKZZKKZZ S KLVRHKLXHVR H o H H ==== δ δ δ [ ] [ ] Hh σσ >⇒ ' Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện. d. Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 6-43/108[TTTKHDĐCK-T1] ta có [ ] 1ε β 1 1 1 1 2. . . . . σ σ . . F F F F w w T K Y Y Y b d m = ≤ Trong đó: T 1 Mômen xoắn trên trục chủ động T 1 = 5,3. 5 10 (N.mm) m Môđun pháp m=4 (mm) [...]... (mm), l12 = -74 (mm), l21 = 140 (mm), l22 = -93 (mm), l13 = 69(mm) l23 = 69 (mm) - Xác định trị số và chi u của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Trục 1:Quay ngược chi u kim đồng hồ: cq1=1 Vị trí đặt lực bánh răng 1 là dương: r13>0 Bánh răng 1 là bánh chủ động: cb13=1 Bảng 10.1(TTTK) hướng bánh răng 1 phải: hr13=1 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 12 độ Fx12 = Fr sin 12 o = 2208 sin... kiện bền V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 1 Tính kết cấu vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32 Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục Kết cấu nắp ổ Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32 BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC Biểu thức tính toán δ = 0,03.aw... 180 0 8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TTTKHDĐCK-T1] sσj sτj sj = 2 sσj + sτ2j ≥ [ s] Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp σ −1 Kσ dj σ aj +ψ σ σ mj sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất... Răn 105 g Đường kính lăn Góc nghiêng của răng Góc prôfin gốc Góc prôfin răng Góc ăn khớp Số bánh răng β α αt αtw z1 z2 a = 0,5m(z2 + z1)/cosβ Kết quả Theo TCVN1065-71 αt=arctg(tgα/cosβ) αtw=arccos(a.cosαt/aw) Răn g IV Tính toán thiết kế trục 4.1 Chọn vật liệu: chế tạo các trục là thép 45 có σ = 600 MPa d =3 4.2 Tính sơ bộ đường kính trục: T 0,2[τ ] Trong đó d: đường kính trục T: Momen xoắn τ : ứng suất...bw Chi u rộng vành răng bw=85,5(mm) d w1 đường kính vòng lăn bánh chủ động dw=114,4(mm) Yε Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Yε = 1 1 = = 0,57 ε α 1,74 Với ε α = 1,74 là hệ số trùng khớp ngang Yβ Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1, YF2 β = 12 0 → Yβ = 1 − 12 = 0,914 140 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 Theo 6.18/109[TTTKHDĐCK-T1] ta có : ZV 1 =... t1 ) j WJ = − mm3 32 dj Đối với tiết diện có 2 rãnh then: 2 Khi trục quay 1 chi u, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : τ max j τmj = τaj = = 2 = Tj 2W0 j Trong đó Woj mômen cản xoắn,công thức tính bảng10-6[TTTKHDĐCK-T1] Đối với tiết diện tròn: WoJ = π d 3 j ( mm3 ) 16 2 Đối với tiết diện có 1 rãnh then: π d 3 b.t1 ( d j − t1 ) j W0 j = − 16 2.d j 2 Đối với tiết diện có 2 rãnh then: π d 3... ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 [TTTKHDĐCK-T1] ta có ψσ = 0,05 ψτ = 0 9 Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm: TRỤC I: Mặt cắt 1-2 lắp bánh răng, mặt cắt 1-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-0 lắp bánh đai TRỤC II: Mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bánh răng Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh... và điểm đặt lực: Chi u dài mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I: lm13 = (1,2 ÷ 1,5).50 = 60 ÷ 75 Chọn lm13 = 70(mm) Chi u dài mayơ bánh răng 2 và khớp nối trên trục II: lm 22 = (1,2 ÷ 2,5).70 = 84 ÷ 105 Chọn lm22 = 100 (mm) Theo bảng 10.2(TTTK) Với d 1 =50 (mm) chọn b 01 =27 (mm) Với d 2 =70 (mm) chọn b 02 =35 (mm) Theo bảng 10.3(TTTK) chọn k1=15 :khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành... 15,49 2-2 Các hệ số Kσ dj 80 22 x 14 9 33606,98 67280,93 72,19 16,67 Kτ dj , đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1] Kσ dj Kσ + K x −1 εσ = Ky Kτ dj Kτ + Kx −1 ετ = Ky Trong đó Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Các trục được gia công trên máy tiện diện nguy hiểm đạt Ra=2,5 0,63 μm, theo bảng 10-8/198 [TTTKHDĐCK Các tiết -T1] Kx=1,06 Ky Hệ số tăng... năng tải động của ổ C đ = QE m L Trong đó QE: Tải trọng quy ước L: Tuổi thọ (triệu vòng) L= 60nLh 10 6 Trong đó Lh: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ L= 60.136,12.16000 = 130 10 6 (triệu vòng) Xác định tải trọng động quy ước QE Q = ( X V Fr + YFa ) K t K đ Trong đó: Fr và Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1) Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(Kt=1) Kđ :hệ số . Trong đó: βH K :Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98 [TTTKHDĐCK-T1] => 07,1= β H K αH K :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng. α tw =arctan( β α cos tan )=arctan( 4,20 979,0 20tan 0 = 73,1 )4,20.2( 12cos.2 ==⇒ Sin Z o H ε Z Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công thức 6-36/105[TTTKHDĐCK-T1]: 74,1979,0. 28 1 112 1 .2,388,1cos. 11 2,388,1 21 = +−= +−= βε α zz Z. hưởng của tỉ số truyền u=7,35 Bảng 4.17[TTTKHDĐCK-T1]. C z = 0,95 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai. Bảng 4.18[TTTKHDĐCK-T1] (Z’= P 1 /[P]=2) [ ] (