Đồ án nguyên lý máy

Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy MỤC LỤC Mục lục Lời nói đầu PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I.2 Phân phối tỷ số truyền II.1 Chọn loại xích II.2 Xác định thông số xích truyền II.3 Kiểm nghiệm xích độ bền .7 II.4 Xác định đường kính đĩa xích lực tác dụng lên trục PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG .11 III.1 Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép 11 III.2 Tính toán truyền cấp nhanh 13 III.3 Tính toán truyền cấp chậm 18 PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 32 IV.1 Chọn vật liệu .22 IV.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 23 IV.3 Tính toán thiết kế trục .25 PHẦN V: CHỌN THEN 48 PHẦN VI: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 39 PHẦN VII:THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 45 PHẦN VIII: CHỌN KIỂU LẮP GHÉP 48 Tài liệu tham khảo 49 SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy LỜI NÓI ĐẦU: Thiết kế phát triển hệ thống truyền động vấn đề cốt lõi khí Mặt khác, công nghiệp phát triển thiếu khí đại Vì vậy, việc thiết kế cải tiến hệ thống truyền động công việc quan trọng công đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế hệ thống truyền động yêu cầu cần thiết sinh viên, kỹ sư khí Trong sống ta bắt gặp hệ thống truyền động khắp nơi, nói đóng vai trò quan trọng sống sản xuất.Đối với hệ thống truyền động thường gặp hộp giảm tốc phận thiếu Đồ án thiết kế hệ thống truyền động khí giúp ta tìm hiểu thiết kế hộp giảm tốc, qua ta củng cố lại kiến thức học môn học Nguyên lý- Chi tiết máy, giúp sinh viên có nhìn tổng quan việc thiết kế khí Hộp giảm tốc phận điển hình mà công việc thiết kế giúp làm quen với chi tiết bánh răng, ,… Với kiến thức hạn hẹp, thiếu sót điều tránh khỏi, em mong nhận ý kiến từ thầy Em chân thành cảm ơn thầy! SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy PHẦN I: TÍNH TOÁN CHON ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐI TỈ SỐ TRUYỀN Tính toán chọn động cơ: a Số liệu ban đầu: • • • • Hệ thống băng tải làm việc có thông số sau : Lực vòng băng tải (F): 6000(N) Vận tốc tang tải (v) : 1,3(m/s) Đường kính tang tải (D) : 380(mm) Số năm làm việc (y) : (năm) Hệ thống làm việc tải trọng va đập nhẹ , quay chiều, năm làm việc 300 ngày(mỗi ngày làm việc ca, ca giờ) b Công suất cần thiết trục động cơ: • Công suất làm việc trục công tác • Theo (2.12) (2.13) công suất tương đương: Với ; = 0,8; t1 = 0,7tck ; t2 = 0,3tck⇒ Thay số vào ta được: (kW) • Hiệu suất truyền động: tra bảng (2.3) với: ɳnt= 0,99 - hiệu suất nối trục đàn hồi ɳbr = 0,96 - hiệu suất cặp bánh trụ ɳx = 0,93 - hiệu suất truyền xích để hở ɳôl = 0,99 - hiệu suất cặp ổ lăn ⇒ɳ = 0,99.0,962.0,93.0,994 = 0,815 • Công suất cần thiết trục động cơ: Gọi : P công suất tang tải ɳ hiệu suất chung hệ thống dẫn động Ptlà công suất tinh toán trục máy công tác Ta có : (kW) c Chọn động cơ: Số vòng quay trục công tác là: (2.16); Trong đó: v vận tốc băng tải, v=1,3 m/s; D đường kính tang tải, D = 380 mm (v/ph) SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Số vòng quay sơ động : = Theo (2.18) Theo bảng (2.4) • • Truyền động bánh trụ ( hộp giảm tốc cấp): ubr = Truyền động xích: ux = 2.5 ⇒ Tỉ số truyền toàn bộ: ut = ubr.ux = 8.2.5=20 Do đó: nsb = 65,3720 = 1307,4 (v/ph) Nên chọn số vòng quay đồng động là: nđb = 1500 (v/ph) Theo (bảng p1.2) với: Pct = 9,04 (kW) nđb = 1500 (v/ph) Ta chọn động cơ: DK 62-4 có Pđm = 10(kW) nđc = 1460 (v/ph) Phân phối tỉ số truyền: a Tỉ số truyền chung: Theo (3.23) b Chọn tỉ số ux = 2,5 thỏa: = Trong đó: tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiên cấp nhanh; uc tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiên cấp chậm; Chọn ⇒⇒ Do đó: Tỉ số truyền chung là: utt = un.uc.ux =3,41 2,62 2,5 = 22,34 ⇒ (Với sai lệch cho phép: 0,00 ÷ 0,09) Xác định số vòng quay trục,công suất momem: a Số vòng quay trục truyền động: (v/ph); (v/ph) (v/ph); (v/ph) b Công suất trục truyền động: Công suất cần thiết trục là: (kW) (kW) (kW) SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy (kW) (kW) c Mômen xoắn trục truyền động: (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Bảng 1.1 Bảng số liệu động học động lực học trục hệ thống dẫn động Trục (v/ph) (kW) (N.mm) động I 1460 9,04 SVTH: Dương Hoàng Khải 1460 8,86 II III IV 428,15 8,42 163,42 7,44 65,37 6,85 GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Chọn loại xích: Do tải trọng nhỏ, vận tốc quay thấp Nên ta chọn xích ống – lăn gọi tắc xích lăn chế tạo đơn giản giá thành hạ, độ bền mòn cao Xác định thông số xích truyền xích a Chọn số đĩa xích • Với Theo bảng (5.4) ta chọn số đĩa xích nhỏ z1 = 25 • Từ số đĩa xích nhỏ z1tính số đĩa xích lớn z2: z2 = ux.z1 ≤ zmax = 120 Thay z1 vào: z2 = 2,5z2 = 63 zmax b Xác định bước xích P Điều kiện đảm bảo tiêu độ bền mòn truyền xích viết dạng : Trong đó: Pt – công suất tính toán kW; P – công suất cần truyền, P=PIII = 7,44 kW; [P] – công suất cho phép kW; kz = hệ số răng;Tra bảng (5.5) ta chọn n01 = 200 (v/ph) kn = hệ số vòng quay; Hệ số k xác định theo công thức (5.4): k = k0kakđckbtkđkc k0 hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền, k = 1,25 (đường nối tâm hai đĩa xích so với đường nằm ngang lớn 600); - ka hệ số kể đến hai trục chiều dài xích, ka = (chọn a = 40p); kđc hệ số kể đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích, kđc =1,1; kbt hệ số kể đến ảnh hưởn8u8uu88uuug bôi trơn, k bt = 1,3 (môi trường làmviệc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường); - kđ hệ số tải trọng động, kđ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ); - kc hệ kể đến chế độ làm việc truyền, kc=1,25 (làm việc 2ca/ngày); • • • - - Do đó: k = 1,25.1.1,1.1,3.1,2.1,25 = 2,68 - kd hệ số phân bố không cho tải trọng dãy, kd = 2,5; ⇒ Pd = = 9,73 (kW) SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Theo bảng (5.5) với n0 = 200 (v/ph) điều kiện Pt ≤ [P] chọn truyền xích dãy có bước xích p = 25,4 (mm) thỏa điều kiện bền mòn: P d = 9,73 kW [P] = 11 kW Đồng thời theo bảng (5.8), p pmax c Khoảng cách trục số mắt xích • Khoảng cách trục a = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm) ; • Theo công thức (5.12) xác định số mắt xích:x Thay số vào ta được: x Lấy số mắc xích chẵn x = 124, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5,13): a* = Thay số vào ta được: a* = = 1004,24 = 1004 (mm) Để xích không chịu lực căng lớn cần giảm khoảng cách trục a lượng là:a=(0,002 ÷0,004)a; Chọn a = 0,004a* mm; ⇒a = a*a = 10044 = 1000 mm • Số lần va đập i lề xích giây: Trong đó: số lần va đập cho phép, 1/s, trị số bảng (5.4) ⇒ Do đó: Sự va đập mắt xích vào đĩa xích đảm bảo, không gây gẫy đức mắt xích Kiểm nghiệm xích độ bền Với truyền xích bị tải lớn mở máy thường xuyên chịu tải trọng va đập trình làm việc cần tiến hành kiểm tra tải theo hệ số oan toàn: - tải trọng phả hỏng, tra bảng (5.2); - hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ tra.b (5.6); - lực vòng đĩa xích, ; SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy - lực lực li tâm sinh làm việc, ; khối lượng 1m xích, kg, tra bảng (5.2); ⇒ - lực căng lực bánh xích bọ động sinh ra, ; hệ số phụ thuộc vào độ võng xích vị trí truyền Chọn ( truyền thẳng đứng) tập trang 85; ⇒ - hệ số an toàn cho phép, tra bảng (5.10) với p n01 = 200(v/ph); ⇒ Do đó: truyền xích đảm bảo đủ bền Xác định thông số đĩa xích lực tác dụng lên trục a Xác định thông số đĩa xích • Đường kính đĩa xích:Theo công thức (5.17) bảng (13.4) + Đường kính vòng chia d1 d2 là: Lấy mm; Lấy mm; + Đường kính vòng đỉnh là: Lấy mm; - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa, tra bảng (5.11) - lực va đập m dãy xích, (chọn m =1) xác định theo (5.19) ⇒; - hệ số kể đến ảnh hưởng số đĩa xích, phụ thuộc z; Lấy mm; + Đường kính vòng chân là: Với Theo bảng (5.2) (14-14b) được: d1 = 15,08 mm; ⇒mm; Do đó: mm Lấy mm; SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy mm Lấy mm; • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích theo công thức (5.18): Trong đó: Bảng 2.1 Hệ số ảnh hưởng số đĩa xích z 15 kz 0,59 Với z1 = 25 ⇒ 20 0.48 30 0,36 40 0,29 50 0,24 60 0,22 - mô đun đàn hồi, với E 1, E2 lần lược mô đun đàn hồi vật liệu lăn đĩa xích, lấy E = 2,1.MPa; - diện tích chiếu lề, mm2, tra bảng (5.12); ⇒ MPa + Do độ bền tiếp xúc đĩa xích là: MPa Vậy có kết dùng thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 210 đạt ứng suất cho phép MPa đảm bảo độ bền cho đĩa + Độ bền rắn tiếp xúc đĩa xích 2: Trong đó: kr2 = 0,21 z2 = 63, ta có: v đó: ⇒MPa Như dùng thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 210 đạt ứng suất tiếp xúc cho phép MPa đảm bảo độ bền cho đĩa xích  Kết luận: Với ⇒ hai đĩa xích đảm bảo thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc b Xác định lực tác dụng lên trục Lực nhánh chủ động F1 nhánh bị động F2: Trong thực tế tính toán bỏ qua lực trọng lượng nhánh xích bị động xinh F0 lực lực li tâm sinh Fv nên: Vì lục tác dụng lên trục tác dụng lên công thức: SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Trong đó: hệ số kể đến trọng lượng xích, (bộ truyền xích nghiên góc 40 so với phương ngang); lực vòng đĩa chủ động, ; ⇒ Bảng 2.2 Các thông số truyền xích Các đại lượng Khoảng cách trục Số đĩa chủ động Số đĩa bị động Tỉ số truyền Số mắt dây xích Đường kính vòng chia đĩa xích Đường kính vòng đỉnh đĩa xích Đường kính vòng chân đĩa xích Bước xích Thông số a = 1000 mm z1 = 25 z2 = 63 ux = 2,5 x = 124 mắt xích d1 = 203 mm da1 = 214 mm df1 = 188mm P = 25,4 mm d2 = 510mm da2 = 522 mm df2 = 495 mm PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG Tính chọn chung vật liệu cho hai cấp nhanh chậm a Chọn vật liệu: Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế truyền bánh cho hộp giảm tốc là: chọn vật liệu đảm bảo cho không bị gẫy tải đột ngột tác dụng tải trọng va đập, không bị tróc mỏi ứng suất tiếp xúc thay đổi gây Dựa vào sơ đồ tải trọng điều kiện làm việc truyền ta thấy truyền làm tải trọng lớn điều kiện đặc biệt Ta tiến hành chọn vật liệu theo hàm mục tiêu sau: • • • • Bền Kích thước nhỏ Giá thành rẻ Thuận lợi cho trình gia công khí Do chọn vật liệu theo bảng (6.1) ta có vật liệu bánh sau: Bảng 3.1 Các đặc trưng vật liệu Tên Vật liệu HB MPa Bánh nhỏ Bánh lớn Thép 45, cải thiện đạt độ cứng, S Thép 45, cải thiện đạt độ 750 SVTH: Dương Hoàng Khải MPa 580 241… 285 450 192… 290 GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 10 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy *Tại B: theo công thức (10.15) công thức (10.16); N.mm; N.mm [σ ] σ b ≥ 600 ( MPa ) =50 (MPa) ứng với thép 45 có đường kính trục > 30(mm) Chọn d3B = 55 (mm) *Tại D : Theo công thức (10.15) công thức (10.16); N.mm + Đường kính trục tiết diện D : theo công thức (10.17); Chọn d3D = d3A= 50 (mm) *Tại E : Theo công thức (10.15) công thức (10.16); N.mm + Đường kính trục tiết diện E : theo công thức (10.17); Chọn d3E = 50 (mm) c Tính kiểm nghiệm trục độ bền mỏi: Kiểm nghiệm mỏi tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại D) MD =352244 > MC= 290025 Công thức (10.9) : Trong : hệ số an toàn cho phép hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp D (CT 10.20), ; , giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng = 0,436σb = 0,436 600 = 261,6 (MPa) (MPa) biên độ trị số trung bình ứng suất pháp ứng suất tiếp xúc SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 34 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Theo (CT 10.22) Đối với trục quay ứng suất uống thay đổi theo chu kỳ đối xứng: , Momen cản uống momen cản xoắn D tra bảng (10.6); Chọn then: b = 14 mm; t = 5,5mm; ⇒; ⇒ Theo CT (10.23) trục quay ứng suất uống thay đổi theo: ⇒=⇒ ψσ Tra bảng (10.7): = 0,05 - hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình Theo CT (10.25) ta có: ; hệ số tập trug ứng suất trạng thái bề mặt, Tra bảng (10.8); hệ số tăng bề mặt trục, Tra bảng (10.9); Tra bảng (10.11) Với kiểu lắp k6 ⇒ ⇒; Tương tự ta có: , theo CT (10.25) ⇒ ⇒ ⇒ Như không cần kiểm tra cứng trục d Kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh : Tại tiết diện nguy hiểm (tại D) Công thức (10.27): Theo công thức (10.28): (MPa) Theo công thức (10.29): 39 (MPa) Thép 45: σb = 600 (MPa); σch = 340 (MPa), Theo công thức (10.30): SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 35 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy [ σ ] = 0,8 × σ ch = 0,8 × 340 = 272 ( MPa ) ; ⇒(MPa) < Vậy trục đạt yêu cầu độ bền tĩnh PHẦN V: CHỌN THEN Chọn then bằng, gia công rãnh then phương pháp phay dao phay ngón Kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập Theo CT (9.1): ; Trong đó: ứng suất dập ứng suất cắt tính toán, MPa đường kính trục, mm; mômen xoắn trục, N.mm; kích thước then tr.b 9.1; (chiều dài mayo); ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5; ứng suất cắt cho phép  Bảng kết tính toán kiểm tra bền then Trục I II Đường kính d 28 (B) 40 (B) 40 (C) III 55 (C) 45 (E) Vậy then đủ điều kiện bền b 13 12 16 14 30 42 42 55 65 46 74,53 74,53 71,86 84,94 17,25 18,63 18,63 17,97 21,23 PHẦN VI: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI I Chọn ổ lăn: Chọn ổ lăn cho trục I: Fa1 = 637N; Fly11 = 674N; Flx11 = 722N; Fly12 = 173N; Flx12 = 862N  Lực hướng tâm vị trí ổ: • FrA1 • FrD1 = SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 36 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Ta thấyFrA1>FrD1nên ta xét: Đồ án chi tiết máy Fa1 637 = = 0.657 FrA1 969,5 < 0,7⇒Chọn ổ bi đỡ chặn với góc α = 12  Chọn sơ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp kí hiêu: 46305 Với d= 25mm ; D = 62mm ; b= 17mm ; r = mm ; r1= 1,0 mm; C = 21,1 kN ; C0 = 14,9 kN - Kiểm nghiệm khả tải động ổ Ta có Fa1 637 = = 0,043 C0 14900 Theo bảng 11.4 ta được: e = 0,37 - Vì vòng quay nên V=1 Do đó: Fa1 637 = = 0,657 V Fr 1.969,5 >e - Theo bảng 11.4 ta được: X= 0,45 ; Y= 1,46 - Tải trọng động: Q=( X.V.Fr + Y.Fa).kt.kđ  - Trong đó: + kt =1 (nhiệt độ [...]... Hữu Thịnh 22 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy b Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : - Xác định phản lực tác dụng lên gối đỡ Sử dụng phương trình moment và phương trình hình chiếu của các lực trong mp zOy và zOx : +Trong mp zOy : N N +Trong mp zOx : N N SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 23 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy - Biểu đồ trục I như hình: SVTH: Dương Hoàng... Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 27 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy - Xác định phản lực tác dụng lên gối đỡ : Sử dụng phương trình moment và phương trình hình chiếu của các lực trong mp zOy và zOx : -Trong mp zOy : N N - Trong mp zOx : N N  Sơ đồ momen trục II SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 28 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy - Xác định đường kính các đoạn trục : SVTH: Dương... chiếu của các lực trong mp zOy và zOx : - Trong mp zOy : N N - Trong mp zOx : N N  Sơ đồ momen trục III SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 32 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy - Xác định đường kính các đoạn trục : SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 33 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy *Tại B: theo công thức (10.15) và công thức (10.16); N.mm; N.mm [σ ] σ b ≥ 600 (... 0,02).140 = 1,4 2,8 Chọn môđul tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =2 b Xác định số răng, góc nghiên và hệ số dịch chỉnh x:  Chọn sơ bộ góc = 10 0 do đó: Theo công thức (6.31) ta tính số răng bánh nhỏ và bánh lớn là: • • Số răng bánh nhỏ:38,09, Lấy z1 = 38 răng Số răng bánh lớn: Lấy răng Do đó tỉ số truyền là: ⇒ Suy ra: Với số bánh răng z1và z2, góc nghiên và môđul m trong bộ... Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Bảng 3.2: Thông số hình học của bộ truyền BRTRN cấp nhanh Khoảng cách trục chia a Môđul pháp m Chiều rộng vành răng bw Tỉ số truyền ubr1 Góc nghiên của răng Số răng bánh răng 1 z1 120 2 Số răng bánh răng 2 z2 89 Hệ số dịch chỉnh Cấp chính xác x1 = x2 =0 8 mm mm mm 3,423 Độ Răn g Răn g mm 26 Đường kính chia mm Đường kính đỉnh răng da mm Đường kính đáy răng mm 3 Tính toán bộ...Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy cứng, S b Xác định ứng suất cho phép của ứng với số chu kì cơ sở: Theo bảng (6.2)- tập 1 ta có: thép C45 tôi cải thiện có HB = 180… 350; Với là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 245; độ rắn bánh lớn là HB2 = 230 khi đó: + Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở: +... c = 1; n- Số vòng quay bánh răng 1, số vòng quay bánh răng 2; nbr1 = nI = 1460 (v/ph); n br2 = nII = 428,15 (v/ph) t(i) - Tổng số giờ làm việc của chế độ i; t 1 = nămngàycagiờ(h) Do đó: o o o o + Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (6.1a), (6.2a); SVTH: Dương Hoàng Khải GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 11 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Trong đó: , lần lược... Văn Hữu Thịnh 17 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, Theo (6.39); hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng (6.14); • hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức: Trong đó: • • (m/s) Với um và aw ta tính lại đường kính vòng lăn bánh nhỏ: (mm); • Theo (6.40) vận tốc vòng:... ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, ; (m/s); Thay vào công thức (6.46) ta có: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức (6.45); Với m = 2; Do đó theo công thức (6.2) và (6.2a); (MPa); (MPa); Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: (MPa); (MPa); Do đó: MPa; MPa Vậy ta thất các bánh răng đủ bền... bộ truyền BRTRN cấp chậm Khoảng cách trục chia a Môđul pháp m SVTH: Dương Hoàng Khải 140 2 mm mm GVHD: TS Văn Hữu Thịnh 19 Trường ĐH SPKT Tp.HCM Đồ án chi tiết máy Chiều rộng vành răng bw Tỉ số truyền ubr1 Góc nghiên của răng Số răng bánh răng 1 z1 Số răng bánh răng 2 z2 Hệ số dịch chỉnh Cấp chính xác mm 2,63 38 100 x1 = x2 =0 9 Độ Răng Răng mm Đường kính chia mm Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy