Tính toán hệ dẫn động

Tài liệu tham khảo Tính toán hệ dẫn động

Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Lời Nói Đầu Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chơng trình đào tạo kỹ s và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải . Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v, đợc chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất . Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Đợc sự giúp đỡ và hớng dẫn tận tình của thầy Vũ Lê Huy cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành. Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn. Em xin chân thành cảm ơn thầy Huy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc đợc giao. - 1 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Tính toán hệ dẫn động Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1) Xác định công suất cần thiết của động cơ Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi trong thơi gian dai ta chọn 1dn T T= . Công suất công tác P ct : P lv = . 6879.0,11 0,757 1000 1000 F v = = (KW) Hiệu suất hệ dẫn động : = = m ổ lăn . k bánh răng . khớp nối . xích. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr.94), ta đợc các hiệu suất : ol = 0,99 (vì ổ lăn đợc che kín) br = 0,98 k = 0,99 (Hiệu suất nối trục ) x = 0,96 = 0,99 4 . 0,98 2 . 0,99.0,96 = 0,877 Hệ số : = 2 2 2 1 4 3,5 . 1 0,8 0,883 8 8 i i ck T t T t = + = ữ Công suất tơng đơng P tđ cần thiết đợc xác định bằng công thức: ct P = lv .P 0,883.0,757 0,762( ) 0,877 KW = = ta phải chọn 0,762 dc ct P P = (KW) 2.Tính n lv : n lv = phvg D v /5,10 200.14,3 11,0.60000 . .60000 == - 2 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 3. Phân phối tỷ số truyền và chọn động cơ : n sb =n lv .u t , u t =u h .u x . Chọn u x =3 ; u h =30 ( bảng 2.4) u h =u 1 .u 2 , u t =30.3= 90 u 1 - TST bộ truyền cấp nhanh u 2 - TST bộ truyền cấp chậm n sb =10,5.30.3=945 vg/ph Chọn n đc = 1000 vg/ph với P ct = 0,762 kW, tra bảng P1.3 ta chọn dùng động cơ loại 4A80B6Y3 có P đc =1,1kW, n đc = 920 vg/ph , 4,12 =>= T T T T mm dn K Tính lại u t = 920 10,5 dc lv n n = = 87,62, u x =3 ; u h = 87,62 29,21 3 t x u u = = u h = u 1 .u 2 với u 1 =(1,2ữ1,3) u 2 Chọn u 1 = 1,2 u 2 Vậy u 1 = 5,93 ; u 2 = 4,93 4. Tính toán các thông số động học P 3 = kW P otx ct 772,0 99.0.99,0 757,0 . == P 2 = kW P olbr 796,0 99.0.98,0 772,0 . 3 == P 1 = kW P olbr 82,0 99.0.98,0 796,0 . 2 == n 1 = 920 920 / 1 dc k n vg ph u = = n 2 = 1 1 920 155,14 / 5,93 n vg ph u = = n 3 = 2 2 155,14 31, 47 / 4,93 n vg ph u = = n ct = 3 31, 47 10,49 / 3 x n vg ph u = = T 1 =9,55.10 6 1 1 8511,96 P Nmm n = T 2 =9,55.10 6 2 2 48999,61 P Nmm n = T 3 =9,55.10 6 3 3 234273,91 P Nmm n = Ta có bảng sau : - 3 - Động cơ 1 2 3 Xích u u k =1 u 1 =5,93 u 2 =4,93 u 4 =u x =3 P(kW) 1,1 0,82 0,796 0,772 0,757 n(vg/ph) 920 920 155,14 31,47 10,49 T(Nmm) 8511,96 48899,61 234273,91 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Phần II.Tính toán và thiết kế các bộ truyền I)Thiết kế bộ truyền ngoài Bộ truyền xích 1. Chọn loại xích: Vì công suất P nhỏ, tải bình thờng nên ta chọn xích con lăn với công suất chủ động P 3 2. Chọn số răng đĩa xích: Với u x =3 , chọn số răng đĩa xích nhỏ Z 1 =25, do đó số răng đĩa xích lớn là Z 2 =u x .Z 1 =3.25=75 < Z max =120 Theo công thức (5.3), công suất tính toán: P t =P 3 .k.k z .k n , trong đó với Z 1 =25 , k Z =25/Z 1 =1 , n 3 =31,47vg/ph, chọn n 01 =50vg/ph, k n = 01 3 50 1,59 31, 47 n n = = , k=k 0 .k a .k đc .k đ .k c .k bt k 0 =1(đờng tâm các đĩa xích làm với phơng nằm ngang một góc <60 0 ) k a =1(chọn a=40p) k đc =1(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) k đ =1,2 (tải trọng va đập nhẹ) k c =1,45(bộ truyền làm việc 3 ca) k bt =1,3 (bôi trơn có bụi, chất bôi trơn II) (Bảng 5.6 5.7) Nh vậy: k=1.1.1.1,2.1,45.1,3=2,262 P t =0,772.2,262.1.1,59= 2,777 kW Theo bảng 5.5 với n 01 =50vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích p=25,4mm thoả mãn điều kiện độ bền mòn P t [P]=3,20kW 3. Khoảng cách trục a: Khoảng cách trục nhỏ nhất đợc giới hạn khe hở cho phép giữa các đĩa xích, ta có : a min = 0,5(d a1 +d a2 )+(30ữ50) Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lợng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục không nên quá lớn: a a max =80p Ta chọn sơ bộ a=40p=40.25,4=1016mm Số mắt xích : ( ) ( ) .4 2 2 2 2 1221 p a ZZZZ p a x + + += ( ) ( ) 2 2 25 75 75 25 2.1016 .25, 4 131,59. 25, 4 2 4.3,14 1016 x + = + + = Lấy số mắt xích x c =132 Tính lại khoảng cách trục a: - 4 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 a = 0,25p{x c -0,5(Z 2 +Z 1 )+ ( ) [ ] ( ) 2 12 2 12 25,0 + ZZ ZZx c } a = 0,25.25,4[132- 0,5.100+ ( ) 2 2 14,3 2500.2 50132 ] a =6,35(82+78,85)=1021mm Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a một lợng a=0,003a3mm Vậy a =a - a=1018mm Số lần va đập của xích : Theo CT (5.14): i=Z 1 .n 3 /15x =25.31,47/15.132 i=0,4<[i] =25 (bảng 5.9) 4. Kiểm nghiệm về độ bền - Theo CT(5.15) : Hệ số an toàn s = vtd FFFk Q ++ 0 . Theo bảng (5.2) : Q-Tải trọng phá hỏng , Q=56700N k đ Hệ số tải trọng động , k đ =1,2,ứng với chế độ làm việc trung bình v = 1 3 25.25, 4.31,47 0,33 / 60000 60000 Z pn m s= = F t Lực vòng, F t = 3 1000. 1000.0,772 2339,4 0,33 P N v = = F v - Lực căng do lực ly tâm sinh ra , F=qv 2 Tra bảng (5.2) q=2,6kg (khối lợng 1m xích) F v =2,6.0,33 2 =0,28 N F 0 -Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra F 0 =9,81.k f .q.a , k f - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, lấy k f =1(góc nghiêng lớn hơn40 0 ) F 0 =9,81.1.25,4.1,018=253,66 N Vậy s = 56700 18,52 1, 2.2339,4 253, 66 0, 28 = + + Theo bảng 5.10 với n 01 =50vg/ph ; [s]=7 ,vậy s >[s] .Do đó bộ truyền xích đảm bảo độ bền - Kiểm tra độ bền tiếp xúc của đĩa xích ( ) [ ] H d vddtr H kA EFkFk + = . 47,0 F vđ -Lực va đập trên m dãy xích F vđ =13.10 -7 .n 3 .p 3 .m=13.10 -7 .31,47 .25,4 3 .1=0,67N A- Diện tích chiếu, bảng (5.12): A=180mm 2 , k đ =1,2 , k d =1(xích một dãy) k r -Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích , k r =0,42 E - Modun đàn hồi , E= 21 21 2 EE EE , Lấy E= 2,1.10 5 MPa - 5 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 ( ) 5 0,42 2339,4.1, 2 0,67 .2,1.10 0,47 551,3 180.1 H MPa + = = Theo bảng 5.11 ta dùng thép 45,tôi cải thiện có độ cứng HB170 . 210, có [ ] MPa H 600 .500= 5. Đờng kính đĩa xích: Theo CT(5.17) ta có: Đờng kính vòng chia của đĩa xích đợc xác định: d 1 =p/sin(/Z 1 )=25,4/sin(/25) =202,66mm d 2 =p/sin(/Z 2 )=25,4/sin(/75) =606,56mm d a1 =p[0,5 + cotg(/Z 1 )]=213,76mm d a2 =p[0,5 + cotg(/Z 2 )]=618,73mm 6. Tính lực tác dụng lên trục F r =k x .F t , với k x =1,15(vì bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40 0 ) F r =1,15.2339,4=2690,31N II. Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc. 1.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng a. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu bánh lớn giống bánh nhỏ Thép 45 tôi cải thiện đạt đợc cơ tính sau : Bánh nhỏ : HB 1 = 200 (HB); b1 = 600 (MPa); ch1 = 340 (MPa). Bánh lớn : HB 2 = 190 (HB); b2 = 600 (MPa); ch2 = 340 (MPa). b.Xác định ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ] ( ) HLxHVRHHH KKZZS lim = Chọn sơ bộ Z R Z V K xH = 1 [ ] HHLHH SK lim = S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - S H =1,1. limH : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : limH = 2HB + 70 Hlim1 = 470 (MPa); Hlim2 = 450 (MPa) K HL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng : K HL = H m HEHO NN m H : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m H = 6 . N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. N HO = 30.H 4,2 HB H HB : độ rắn Brinen. 2,4 7 1 30.200 1.10 HO N = N HO2 = 30 . 190 2,4 = 0,883 . 10 7 - 6 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng theo ct (6.7). ( ) cki 3 1ijiHE t/t.T/T.t.n.c.60N = c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. T i , n i , t i : Lần lợt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng j đang xét. 3 7 1 4 60.1.20000.920 1 55, 2.10 8 HE N = = ữ = + = ữ 3 3 7 HE2 4 3,5 N 60.1.20000.920. 1 (0,8) . 79,93.10 8 8 Nhận thấy : N HE1 > N HO1 , N HE2 > N HO2 => lấy N HE = N HO để tính, => K HL1 = K HL2 = 1 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ] 1 = 3,427 1,1 1.470 = (MPa) ; [ H ] 2 = 1,409 1,1 1.450 = (MPa) Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [ H ] đợc lấy theo giá trị trung bình của [ H1 ] và [ H2 ] : [ ] [ ] [ ] ( ) 1 2 / 2 418, 2 H H H = + = (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : [ ] H max = 2,8. ch2 = 2,8.340 = 952 (Mpa) ứng suất uốn cho phép : [ ] ( ) o F F lim F R S xF FC FL / S Y Y K K K = Chọn sơ bộ Y R . Y S . K xF = 1 => [ ] ( ) o F F lim F FC FL /S K K = o F lim : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2 : F lim = 1,8HB F lim1 = 1,8 . 200 = 360 (MPa). F lim2 = 1,8 . 190 =342 (MPa). S F : Hệ số an toàn khi tính về uốn . Bảng 6.2, ta có S F = 1,75 K FC : hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải. Với tải trọng một phía => K FC = 1 K FL : hệ số tuổi thọ K FL = F m FEFO NN m F : bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , m F = 6 với HB <350 hoặc có mài lợn chân răng. - 7 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép N EE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng. ( ) F m FE j i i 1 i ck N 60.c.n . t . T / T .t / t= = = ữ 6 7 FE1 4 N 60.1.20000.920. 1 . 55,2.10 8 ( ) = + = ữ 6 6 7 FE2 4 3,5 N 60.1.20000.920. 1 0,8 67,86.10 8 8 Ta có : N FE > N FO => để tính toán ta lấy N FE = N FO => K FL1 = K FL2 = 1 Thay vào công thức trên ta tính đợc : [ F1 ] = 360.1,1 / 1,75 = 226,29 (MPa) [ F2 ] = 342.1,1 / 1,75 = 214,97 (MPa) ứng suất uốn cho phép khi qúa tải : [ F1 ] Max = 0,8 . ch3 = 0,8 . 580 = 464 (MPa) [ F2 ] Max = 0,8 . ch4 = 0,8 . 450 = 360 (MPa) c. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. a w1 = K a (u + 1) [ ] 1 H 3 2 H ba T .K .u. T 3 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (N.mm) T 1 = 8511,96 (N.mm) K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 ta chọn K a =43 ba : hệ số chiều rộng bánh răng, ba = b w /a w , theo bảng 6.6 ta chọn ba = 0,4 => bd = 0,53 ba (u +1) = 0,53 . 0,4 (5,93 + 1) = 1,47 K H : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng . Tra theo bd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 3 ta có : K HB = 1,24 [ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [ H ]=418,2 (MPa) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục : a w1 = 43 .(6,42 + 1). 3 2 8511,96.1,24 87,65 418,2 .5,93.0,3 (mm) Chọn a w1 = 90 (mm) d. Các thông số ăn khớp. - 8 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a w1 = 0,9ữ 1,8(mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm) Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: = 30 o => cos = 0,866 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) : ( ) ( ) = = + + w 1 2.a .cos 2.90.0,866 Z 15 m u 1 1,5 5,93 1 Ta lấy Z 1 = 15 (răng) => số răng bánh lớn (bánh 2) : Z 2 = u.Z 1 = 5,93.15 = 89 (răng) ta lấy Z 2 = 89 (răng) Do vậy tỷ số truyền thực : u m = Z 2 / Z 1 = 89/ 15 = 5,93 Tính lại : cos = m(Z 1 + Z 2 ) / 2a w1 = 1,5.(15 + 89)/ 2. 90 = 0,866 => = 0 30,003 Nh vậy, ta có các thông số về bánh răng : Đờng kính vòng chia : d 1 = d w1 = m . Z 1 / cos = 1,5.15 / 0,866 25,98(mm) d 2 = d w2 = m . Z 2 / cos = 1,5 .89 / 0,866 154,16 (mm) Chiều rộng vành răng b w = a . a w = 0,4 .90 = 36 (mm) e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc H phải thoả mãn điều kiện sau : H [ H ] H = Z M Z H Z + 1 H m 2 w m 1 2.T .K .(u 1) b .u .d w Trong đó : Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có Z M = 274 ( 1/3 MPa ) Z H : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = tw b 2sin cos2 b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg b = cos t . tg => b = arctg(cos t . tg ) t : góc prôfin răng : t = arctg(tg / cos ) Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên góc ăn khớp tw = t : góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy = 20 o => tw = t = arctg(tg20/ 0,866) = 0 22,797 => b = arctg(cos22,797 . tg30,033) = 0 28,06 - 9 - Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 => Z H = ( ) 2.cos28,06 sin 2.22,797 =1,57 Z : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng : hệ số trùng khớp dọc : = b w sin /(m ) với b w = ba . a w = 0,4 . 90 = 36 (mm) => = 36 . sin30,003 / (3,14 . 1,5) = 3,822 > 1 => Z đợc xác định bằng hệ thức Z = 1 , với là hệ số trùng khớp ngang: = + = + = ữ ữ 1 2 1 1 1 1 1,88 3,2 cos 1,88 3,2 .0,866 1,41 Z Z 15 89 => Z = 1 1,41 = 0,842 K H : Hệ số tải trọng K H = K H .K H . K Hv Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ : d w1 = 25,98 (mm) => vận tốc vòng v 1 = = = w1 1 d n 3,14.25,98.920 1,25 60.1000 60.1000 (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9 K H : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 ta đợc K H = 1,24 K H : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 => K H = 1,13 K Hv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv = + H w1 w1 1 H H v b d 1 2T K K Với v H = w1 H o 1 m a g v u Trong đó : H : trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có : H =0,002 g o : hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng, tra bảng 6.16 ta có g o = 73 - 10 - [...]... da4 = 279,17 (mm) Đờng kính đáy răng : df3 = 49,59 (mm) , df4 = 272,92 (mm) Phần III tính toán thiết kế trục I Chọn khớp nối Loại nối trục đàn hồi Tại trục III có mômem xoắn TIII = 234273,91 (N.mm) Tra bảng 16.1 theo momen xoắn tính toán : Tt = k T với k - hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác Hệ dẫn đọng băng tải => k = 1,3 => Tt = 1,3 234,274 = 304,6 (Nm) Bảng 16 - 10a có kích... hộp, dùng để đỡ ổ lăn, tạo điều kiện thuận lợi cho việc gia công lỗ gối Cốc lót đợc chế tạo bằng gang xám GX15-32, dạng trụ có gờ định vị Kích thớc cốc lót tra trong tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Vì khi tính toán và kiểm nghiệm thừa khá nhiều nên khi thiết kế ta thay đổi một số kích thuớc cho phù hợp nh sau: trục II : lm2 =60(mm) => lt=48 (mm) & lm23=90 (mm) => lt=72(mm) trục III:... cấu trục II đảm bảo độ bền mỏi cần phải thoả mãn điều kiện sau : sj = s j s j 2 s j + s 2 j [ s] Trong đó : [s] hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 ữ 2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 ữ 3 sj hệ số an toàn tính toán tại tiết diện j sj , sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j : s j = 1 K dj aj + mj s j = 1 K dj aj + mj... nguyên nhân gây ra ứng suất nên ta chọn tỷ số lớn K/ = 2,1728 và K/ = 2,0263 để tính toán => K d 33 = ( 2, 06 + 1, 06 1) 1 = 2,12 K d 31 = ( 2,1728 + 1, 06 1) 1 = 2, 2328 K d 33 = ( 1, 64 + 1, 06 1) 1 = 1, 7 K d 31 = ( 2, 0263 + 1, 06 1) 1 = 2, 0863 => Thay các giá trị vừa tính đợc ở trên vào công thức tính hệ số an toàn : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s : 1 261, 6.9403, 08 = = 2, 472... F1YF2/YF1 Trong đó : T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 48899,61 (N.mm) m : môđul pháp, m = 2,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 66 (mm) dw1 : đờng kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 55,84 (mm) Y = 1/: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Y = 1/ 1,705 = 0,587 Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y = 1- 0/140 = 1 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KF.KF.KFv KF = 1,04 (tra bảng 6.7)... lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KH :bảng 6 7 KH =1,04 KH : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KH = 1,13 => KH = KH KH KHv = 1,04 1,13 1,06 = 1,25 Từ các thông số trên ta tính đợc : H = 274.1, 687.0,93 2.48899, 61.1, 25 ( 4,91 + 1) = 363,5 (MPa) 66.4,91.55,842 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho... F1YF2/YF1 Trong đó : T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 8511,96 (N.mm) m : môđul pháp, m = 1,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 36 (mm) dw1 : đờng kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 25,98 (mm) Y = 1/ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Y = 1/ = 0,71 Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y = 1- 0/140 = 130,003/140 = 0,786 YF1 , YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào... Tại các cạnh răng có vát mép tránh tạp trung ứng suất Các kích thớc có thể chọn nh sau : = ( 2,5 ~ 4 ) m > 8 ~ 10 mm Hệ số nhỏ dùng cho bánh răng có kích thớc lớn l = ( 0,8 ~ 1,8 ) d hệ số nhỏ dùng đối với mối ghép chặt, hệ số lớn dùng với mối ghép di động D = ( 1,5 ~1,8 ) d trong đó hệ số nhỏ dùng với bánh răng chế tạo bằng thép và sử dụng lắp ghép có độ dôi C = ( 0,2 ~ 0,3 )b do = ( 12 ~ 25 ) mm ,... kiện quá tải Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn 2 Tính toán bộ truyền cấp chậm a Xác định sơ bộ khoảng cách trục T2 K H aw2 = Ka (u + 1) 3 2 [ H2 ] u. ba T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm , (N.mm) T2 = 48899,61 (N.mm) Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=49,5 ba : hệ số chiều rộng bánh răng, ba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn... aw2=165(mm) Nh vậy, cần phải dịch chỉnh tăng aw2 : Hệ số dịch chỉnh tâm : theo 6.22 y= aw2 /m - 0,5 (z1+ z2) = 1 theo 6.23 ky=1000.y/zt =1000.1/(22 +108)= 7,69 theo bảng 6.10 ta tra đợc kx=0,445 theo (6 24) y=kx.zt/1000 = 0,05785 theo (6 25) tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ y=1,05785 theo (6 26) hệ số dịch chỉnh bánh 1 x1= 0,5 (xt- (z2- z1).y/zt) = 0,2 hệ số dịch chỉnh bánh 2 x2=xt - x1=0,204 - 0,04 = 0,85785