tính toán thiết kế xe trộn bê tông

ƯU NHƯỢC ĐIỂM CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG THỦY LỰC TRÊN XE CHỞ BÊ TÔNG.Đối với trường hơp là xe chở bê tông, phương pháp truyền động thủy lực tỏ ra có nhiều ưu thế so với những phương pháp

THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC THÙNG TRỘN BÊ TÔNG 2.1 ƯU NHƯỢC ĐIỂM CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG THỦY LỰC TRÊN XE CHỞ BÊ TÔNG.

Đối với trường hơp là xe chở bê tông, phương pháp truyền động thủy lực tỏ ra có nhiều ưu thế so với những phương pháp truyền động khác:

▪ Thuận lợi cho việc bố trí

Xe cơ sở thường được bố trí động cơ ở phía trước, cầu sau chủ động, thùng được

bố trí ở phía sau Khoảng cách từ đáy thùng trộn tới động cơ là khá xa Hệ thốngthủy lực đảm bảo cho việc thiết kế bộ truyền đơn giảm hơn so với các phương pháptruyền động khác

▪ Điều khiển dễ dàng

Hệ thống thủy lực thường được điều khiển thông qua các van Các van này có thểđược điều khiển bằng điện hoặc cơ khí một cách dễ dàng Các phần tử điều khiểnthường được tích hợp thành một bộ và được gắn bên cạch bơm hoặc động cơ Điềunày khiến cho việc bố trí khá gọn

▪ Đảm bảo làm việc tốt trong điều kiện nhiều bụi, bẩn

Điều khiện làm việc trong môi trường xây dựng, xe chuyên chở bê tông Bộtruyền lực thường dễ bị bám bẩn, nếu bộ truyền không được làm kín tốt sẽ làm chogiảm tuổi thọ, giảm chất lượng truyền động

▪ Ngăn chặn dao động

Thùng trộn quay khối bê tông bị trộn sẽ tạo lên một tải trọng động Tải trọngđộng này truyền ngược lại theo đường hệ thống truyền lực gây quá tải cho các chitiết Với hệ thống thủy lực, các dao động này được chuyển hóa thành dòng chất lỏng

có áp suất thay đổi Nhờ thiết bị ổn định sẽ hấp thụ sự thay đổi này

2.2 GIỚI THIỆU CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA MÁY THỦY LỰC THỂ TÍCH

Trong kỹ thuật hiện đại, truyền động thuỷ lực ngày càng được ứng dụng rộng rãi

Có thể chia làm hai loại:

Truyền động thuỷ lực

Truyền động thuỷ động Truyền động thuỷ tĩnh

Tổ hợp các máy cánh dẫn (bơm, Tổ hợp các máy thể tích và các cơtuabin) Việc truyền cơ

năng giữa các cấu điều khiển Việc truyền cơ năng

bộ phận máy chủ yếu

được thực hiện được thực hiện chủ yếu bằng áp năngbằng động năng của dòng chất lỏng, của dòng chất lỏng

Giới thiệu chung về máy thủy lực thể tích

Máy thuỷ lực thể tích làm việc theo nguyên lý nén chất lỏng trong thể tích kín

Về nguyên tắc, máy thể tích có thể làm việc thuận nghịch, nghĩa là vừa là bơm vừa

là động cơ

Các thông số cơ bản của máy thể tích là áp suất và lưu lượng Về nguyên lý, ápsuất làm việc của máy thể tích chỉ phụ thuộc vào tải trọng ngoài và công suất máy.Còn lưu lượng thì không phụ thuộc vào áp suất, mà phụ thuộc vào thể tích làm việccủa máy Nhưng trong thực tế, khi tăng áp suất thì lưu lượng giảm vì có hiện tượng

rò rỉ Do đó trong máy thể tích cần có van an toàn để hạn chế áp suất làm việc củanó

KM : hệ số mô men phụ thuộc vào từng loại máy

Hệ số KM có thể suy từ công suất lý thuyết

ql: là lưu lượng riêng của máy.

▪ Hiệu suất và công suất

Hiệu suất toàn phần của máy thuỷ lực xác định theo công thức:

Công suất hữu ích của động cơ được xác định như sau:

- Động cơ có chuyển động tịnh tiến:

Công suất thuỷ lực của động cơ, xác định theo công thức:

N tlD=pQ= N D

η

Trong đó:

η : Hiệu suất toàn phần của động cơ

p : Áp suất của dòng chất lỏng nạp vào động cơ

Q : Lưu lượng của dòng chất lỏng nạp vào động cơ

2.3 GIỚI THIỆU VỀ SƠ ĐỒ MẠCH THỦY LỰC

▪ Tại nơi trộn, bê tông tươi hoặc hỗn hợp thành phần bêtông được chuyển vào thùng trộn thông qua hệ thống băng truyền

▪ Tại công trường xây dựng, bê tông tươi được đưa từthùng trộn qua hệ thống máng dẫn ra ngoài

▪ Khi lái xe dừng xe, để nghỉ giữa đường, thùng trộn vẫn phải quay để duy trì cho khối bê tông không bị đông kết.Yêu cầu thay đổi được chiều quay của thùng trộn và thayđổi được tốc độ của thùng trộn

Xe

chuyển

động

Thùngtrộn quay

▪ Yêu cầu chiếc xe phải vận chuyển được khối bê tôngtươi từ nơi trộn tới công trường xây dựng Thùng trộn phảiđược quay để giữa cho bê tông không bị đông kết

▪ Một số công trường lớn, khi thùng trộn quay, xe vẫn dichuyển chậm, bê tông được đưa trực tiếp tới vị trí đang thicông

Xe

chuyển

động

Thùngtrộn khôngquay

▪ Trong quá trình di chuyển từ công trường thi công vềnơi nạp bê tông Nhằm mục đích tiết kiệm nhiên liệu, tăngmức độ ổn định và an toàn khi chuyển động, thùng trộnthường được giữ không quay

Xe dừng Thùng ▪ Xe không làm việc, động cơ tăt máy

tại chỗ trộn

khôngquay

2.3.2 GIỚI THIỆU SƠ ĐỒ MẠCH THỦY LỰC

Hình 2.1: Sơ đồ mạch thủy lực

7 : Van an toàn của bơm cấp dầu 8 : Van một chiều

13 : Đường ống dẫn dầu rò rỉ 14 : Mô tơ

15 : Van điều khiển xả dầu nóng 16 : Van xả dầu nóng

17 : Van an toàn của mô tơ 18 : Tích năng

M, MA

MB

Hình 2.2: Sơ đồ mạch thủy lực

Hình 2.3: Kết cấu bơm

Sơ đồ H.2.1 là sơ đồ thủy lực mạch điều khiển thùng trộn bê tông Đường nétliền mô tả dòng thủy lực làm việc Đường nét chấm gạch mô tả giới hạn của cáccụm, sơ đồ trên có 2 cụm là cụm bơm 1và cụm động cơ 2 Đường nét đứt mô tảdòng dầu điều khiển

Chế độ nạp và trộn bê tông Con trượt của van phân phối 5 di chuyển sang phải.Bơm 4 được dẫn động quay, làm dầu từ bơm 4 qua đường ống A1-A2 rồi tớiđộng cơ thủy lực 14, động cơ lực quay Thông qua hộp giảm tốc , mô men từ động

cơ thủy lực sẽ làm quay thùng trộn Với chế độ này, đường ống A1-A2 là đườngống có áp suất cao, đường ống B1-B2 có áp suất thấp hơn

Chế độ xả bê tông Con trượt của van phân phối 5 di chuyển sang trái

Bơm 4 đổi chiều quay Dầu tờ bơm 4 qua cửa B2-B1 tới động cơ thủy lực, làmquay động cơ thủy lực Sau đó dầu được hồi về bơm thông qua đường ống A2-A1.Hai van an toàn 17 đảm bảo áp suất dầu không được vượt quá giới hạn cho phép.Khối bê tông bị trộn nên luôn xảy ra hiện tượng va đập giữa nó với thùng trộn Sự

va đập này làm phát sinh một tải trọng động truyền ngược vào hệ thống truyền lực.Tải trọng động này có nhiều tác dụng xấu đến hệ thống truyền lực như làm các chitiết bị hư hại vì mỏi, động cơ làm việc bị rung Do đó người ta bố tri thêm bình tíchnăng 18 nhằm dập tát các rung động và giúp hệ thống làm việc ổn định

Trong quá trình dầu làm việc chúng sẽ bị nóng lên, đồng thời do sự bào mòn tạo

ra nhiều mạt sắt nhỏ trong dầu Vì vậy dầu trong đường ống cần phải được thườngxuyên thay thế bằng dầu có nhiệt độ thấp hơn để đảm bảo tính chất cớ, lý, hóa củadầu được ổn đinh Van phân phối 15 được điều khiển bởi chênh lêch áp suất dầutrên hai cửa của động cơ thủy lực Giả sử hệ thống đang làm việc ở chế độ trộn, ápsuất dầu tại của MA lớn hơn áp suất dầu tại cửa MB Van phân phối 15 nối thông cửa

xả của động cơ thủy lực với thùng chứa đầu thông qua van an toàn 16 Khi áp suấttới van an toàn 16 đạt đến một giá trị xác định van này sẽ được mở Van an toàn 16

có tác dụng duy trì một áp suất trên đường ống hút của bơm 4 để tránh hiện tượnglọt khí vào bên trong đường ống, đồng thời giúp cho bơm 3 không bị quá tải

Dầu trong đường ống chính bị sụt giảm do nó thoát ra ngoài qua van 16 và rò rỉ.Bơm 3 có tác dụng bổ sung dầu cho đường ống chính, đồng thời cũng tạo lên ápsuất để điều khiển động bơm 4 Van an toàn 7 nhằm hạn chế áp suất ra bơm 3không quá cao Van tiết lưu 19 sẽ làm giảm áp suất bơm khi được truyền tới xi lanhđiều khiển 6

Dầu thoát ra ngoài theo đường ống C1 – C2 đi qua dàn làm mát 9 Dầu được bổsung vào hệ thống được lọc thông qua bình lọc 10

2.4.1 LỰA CHỌN BỘ SƠ BỘ ĐỘNG CƠ THỦY LỰC

Thông số làm việc của thùng trộn được xác định dựa theo yêu cầu kỹ thuật của

bê tông để đảm bảo cho bê tông luôn được duy trì tươi và tiết kiệm nhiên liệu nhất,

thực tế khí đi trên đường vận tốc của thùng trộn từ 2 ÷ 6 (vg/ph) Với mục đíchtăng cường tốc độ xả nạp để rút ngắn thời gian vận chuyển, tốc độ quay của thùngtrộn khi xả và nạp trong khoảng 14 ÷ 17 (vg/ph).

Động cơ thủy lực dẫn động thùng trộn thường yêu cầu một công suất lớn, nếuhiệu suất của chúng mà thấp sẽ làm gia tăng tổn thất đo đó chúng cần được chế tạomột cách đặc biệt Trên thị trường hiện nay có một số hãng lớn có chế tạo loại bơmnày và hiện chúng đang được phân phối tại Việt Nam như: Hydromobil, Sauer-danfoss Thông số kỹ thuật dùng cho xe chở bê tông được mà nhóm tác giả sử dụng

ở đây là của hãng Hydromobil, bảng thông số kỹ thuật của bơm có thể được xemthêm trong phần phụ lục ở cuối tài liệu này

Đồ thị cho biết quan hệ giữa áp suất, hiệu suất và tỉ lệ tốc độ của động cơ thủylực loại pitton hướng trục loại có áp suất làm việc tối đa pmax = 300 bar Trụchoành mô tả tỉ lệ tốc độ của động cơ thủy lực, ứng với 100 sẽ là tốc độ lớn nhất củađộng cơ thủy lực Trục tung mô tả áp suất làm việc của động cơ Chọn hiệu suất củađộng cơ thủy lực

Chọn vùng làm việc của động cơ sao cho hiệu suất của động cơ luôn đạt giá trịcao nhất Từ đồ thị ta nhận thấy hiệu suất của dòng bơm này η = 89 % làhiệu suất cao nhất có thể đạt được

η = 89 % tương ứng với dải tốc độ làm việc là

nd = (0,2 % ÷ 0,65 % ) ✕ ndmax

Mỗi loại động cơ khác nhau sẽ có tốc độ lớn nhất khác nhau và như vậy chúng sẽ

có dải làm việc tối ưu khác nhau từ nd1 ÷ nd2

Hình 2.4: Đặc tính hiệu suất của bơm pittong hướng trục

Áp suất làm việc của hệ thống được lựa chọn sao cho sử dụng tối đa khảnăng về thông số kỹ thuật của động cơ Tuy nhiên nêu áp suất của hệ thống

mà quá lớn sẽ làm tăng chi phí cho việc làm kín hệ thống Do đó, áp suấtđược lựa chọn ∆pmax=300 (bar)

Công suất làm việc tối ưu của động cơ Ndmin ÷ Ndmax thuộc vào áp suất vàtốc

độ vòng quay theo công thức:

 {N d 1 ck=n d 1∗q∗∆ P∗η d

N d 2 ck=n d 2∗q∗∆ P∗η d

Từ các công thức trên ta có được bảng số liệu mô ta dải tốc độ và công suất làm tối ưu của động cơ thủy lực.

Đông

Cơ

Tốc độ quay vòng lớn nhất

(vg/ph)

Tốc độ làm việc lớn nhất

(vg/ph)

Công suất làm việc nhỏ nhất

Nd1ck

(W)

Công suất làm việc lớn nhất

Công suất yêu cầu của thùng trộn

Nt = 81813,65 W ‹ Lựa chọn sơ bộ động cơ HPF 119

Từ bảng thông số ta nhận thấy rằng dải tốc độ làm việc của động cơ không phùhợp với dải tốc độ làm việc của thùng trộn Động cơ làm việc ở tốc độ lớn trong khi

đó, thùng trộn chỉ làm việc được với tốc độ rất nhỏ Bên cạnh đó mô men mà động

cơ cung cấp nhỏ hơn mô men quay thùng trộn Vì vậy, cần phải có một hộp giảmtốc làm nhiệm vụ chuyển đổi giải tốc độ làm việc và mô men của động cơ sao chophù hợp với dải tốc độ và mô men theo yêu cầu của thùng trộn

Tính toán tỉ số truyền của hộp giảm tốc ứng với chế độ quay của thùng trộn khi nạp và xả.

Khoảng làm tỉ số truyền hợp lý của hộp giảm tốc từ igt1min ÷ igt1max

nd1 : Tốc độ nhỏ nhất để động cơ làm việc tối ưu

nd2 : Tốc độ lớn nhất để động cơi làm việc tối ưu

nthùng1 : Tốc độ làm việc lớn nhất của thùng trộn ứng với chế độ quay của

igt2min : Tỉ số truyền nhỏ nhất của hộp giảm tốc ứng với chế độ quay của

thùng trộn khi xe đi trên đường

igt2max : Tỉ số truyền lớn nhất của hộp giảm tốc ứng với chế độ quay của

thùng trộn khi đi trên đường

nd1 : Tốc độ nhỏ nhất để động cơ làm việc tối ưu

nd2 : Tốc độ lớn nhất để động cơi làm việc tối ưu

nthùng2 : Tốc độ làm việc lớn nhất của thùng trộn ững với chế độ quay của

thùng trộn khi xe đi trên đường

Đông Cơ Tỉ số truyền của

hộp giảm tốc ứng với chế độ quay của thùng trộn khi nạp và xả.

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc ứng với chế độ quay của thùng trộn khi đi trên đường

Với igt = 104 C [igtmin : igtmax]

2.4.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Việc thiết kế tính toán hộp giảm tốc nhằm mục tiêu sửa chữa và thay thế các chitiết khi bị hỏng đồng thời nhằm hoàn chỉnh quá trình thiết kết xe chở bê tông tạođiền đề cho việc nâng cao mức nội địa hóa chiếc xe này

2.4.2.1 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Các loại xe vận chuyển bê tông loại cũ dùng hộp giảm tốc thường có trục cốđịnh, có nhược điểm là khối lượng và kích thước lớn, làm hệ dẫn động phức tạp,việc bố trí lắp đặt không gọn Tất cả các xe vận chuyển bê tông hiện nay đều dùnghộp giảm tốc hành tinh vì những ưu điểm của nó là đạt được tỉ số truyền lớn, khốilượng, kích thước nhỏ gọn nên dễ bố trí lắp đặt

Theo tham khảo ta có một số bộ truyền hành tinh thường được sử dụng làm hộpgiảm tốc trong xe trộn bê tông ứng với các sơ đồ 1, 2, 3 dưới đây:

Hình 2.5: Sơ đồ 1.

Hình 2.6: Sơ đồ 2

Hình 2.7: Sơ đồ 3.

Sơ đồ 1: là hộp giảm tốc có hai bộ hành tinh Simpson với bánh răng bao cố định,

đầu vào là bánh răng mặt trời cấp nhanh, đầu ra là cần dẫn cấp chậm hộp giảm tốcnày có đặc điểm là: có thể tạo ra được tỉ số truyền khá lớn, kết cấu đơn giản, khuônkhổ gọn, hiệu suất cao và quán tính nhỏ

Sơ đồ 2: là hộp giảm tốc có hai bộ hành tinh Simpson (như sơ đồ 1) kết hợp với

mội bộ truyền bánh răng côn, đầu vào là bánh răng côn sơ cấp đầu ra là cần dẫn cấpchậm, loại hộp giảm tốc này có đặc điểm là: có thể thay đổi được phương truyềnđộng giữa đầu ra và đầu vào, có tỉ số truyền cao hơn sơ đồ 1 nhưng kết cấu phức tạphơn kồng kềnh hơn và hiệu suất thấp hơn hộp giảm tốc sơ đồ 1

Sơ đồ 3: là hộp giảm tốc có một bộ truyền Simpson kết hợp với bộ truyền bánh

răng trụ khai triển 2 cấp với đầu vào trục sơ cấp của bánh răng trụ khai triển, đầu ra

là cần dẫn của bánh răng hành tinh Hộp giảm tốc này có đặc điểm là có tỉ số truyềntương đương với sơ đồ 1 và nhỏ hơn tỉ số truyền của hộp giảm tốc trong sơ đồ 2 kếtcấu đơn giản nhưng lại cồng kềnh, hiệu suất thấp hơn so với hộp giảm tốc trong sơ

đồ 1

Với yêu cầu hộp giảm tốc cần thiết kế là hộp giảm tốc có tỉ số truyền không quálớn (khoảng 104) kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, hiệu suất truyền lực cao không cầnphải thay đổi phương truyền lực do trước đó là hệ thống truyền lực thủy lực nên rấtlinh động trong việc bố trí đầu vào cho việc giảm tốc Với các yêu cầu như trên tachọn hộp giảm tốc trong sơ đồ 1 là hợp lý nhất

2.4.2.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Phần tính toán các thông số của hộp giảm tốc hành tinh tác giả sử dụng lập trìnhbằng phần mềm Matlab để tiện cho việc tìm ra các thông số tối ưu nhất

Với yêu cầu là: thỏa mãn điều kiện tháo lắp và kích thước của hộp giảm tốc lànhỏ gọn nhất có thể Qua việc thay đổi các thông số tỉ số truyền của cấp nhanh vàcấp chậm để tìm ra bộ thông số hợp lý nhất tác giả đã tìm ra được bộ tỉ số truyềnnhư sau:

Tỉ sô truyền của bộ truyền cấp nhanh là : i=13

Tỉ sô truyền của bộ truyền cấp chậm là : i=8

Do đó tỉ số truyền của hộp giảm tốc là : ihgt=13*8=104

2.4.2.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Thông số đầu vào bộ truyền cấp nhanh

Công suất trên trục ra bộ truyền cấp nhanh:

(W)

Hình 2.8: Sơ đồ bánh răng ăn khớp cấp nhanh

Chọn vật liệu cho các bánh răng:

Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài z

Theo bảng 6.3, ta có độ cứng HRC 63 tương đương với độ cứng HB 668.

Theo công thức (6.5) ta có số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Trong đó:

oo : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, Tra bảng 6.2 ta có SH =

Theo công thức (6.2a), ứng suất uốn cho phép:

KFc : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, KFc1 = KFc2 = 0.75 vì bánh

răng mặt trời và bánh răng vệ tinh đặt tải 2 phía (quay 2 chiều và

có HB>350)

[oF]1 =

[oF]2 =

1000×1×0, 75 1,55

Đối với thép 40X (Thép chế tạo bánh răng bao):

Thép 40X (Cr) tôi cải thiện để chế tạo bánh răng bao 3

Theo công thức (6.5) [1] ta có số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Ta thấy NH3 X NHO nên hệ số tuổi thọ: KHL3 = 1

Theo bảng 6.2, hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn:

Bánh răng thường hóa, tôi cải thiện nên ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo công thức (6.13):

[oH]3max = 2,8 × och = 2,8 × 550 = 1540 (Mpa)Với HB 230, theo công thức (6.14) ta có ứng suất uốn cho phép khi quá tải:[oF]3max = 0,8 × och = 0,8 × 550 = 440 (Mpa)

H ] 2

K þ

K

þ

K þ

Tính toán các thông số cặp bánh răng ăn khớp ngoài

Xác định đường kính vòng lăn bánh răng mặt trời:

Theo heo công thức (6.84):

Kc : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các bánh vệ tinh, dùng bánh

trung tâm với 3 bánh vệ tinh nên Kc = 1,1

Ko : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra theo

×3

= 41,66

Xác định các thông số ăn khớp:

Chiều rộng vành răng:

bw = Tbddw1 = 1 × 40 = 40 (mm)Lấy bw = 40 (mm)

Tính lại thông số tỉ số truyền:

u d

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc:

Với hệ số trùng khớp ngang:

1

sα = 1,88 — 3,2(

+

11) = 1,88 —3,2 (

1+ ) = 1,64

KK = KKþ KKα KKr

K K

o

13 0

Trong đó:

KKα = 1 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với răngthẳng

KKr = 1 + uH bwdw1

2T1KHþKHα Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớpVới:

go : Hệ số kể đến sự sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2, tra bảng 6.16

[1] theo mô đun m  2,5 mm , cấp chính xác theo mức làm việc êm là 8:

2 K

Bánh răng đủ độ bên tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh răng mặt trời:

Fr T 1

KFþ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 3 và ψbd  1 ta có K Fβ  1,16

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn, với răng thẳng KFα  1

KFV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

= 1,02

2× 3 ×1,16×1

Do đó: KF = 1,16 × 1 × 1,02 = 1,18

Thay số vào ta có:

Như vậy oF1 € [oF]1, oF2 € [oF]2, do đó bánh răng đủ bền uốn.

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo công thức (6.48) [1], ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Vậy oKmas € [oK] = 2520 (Mpa), răng đủ bền tiếp xúc khi

quá tải Theo công thức (6.49), ứng suất uốn khi quá tải:

oFmas = oF1Kqt = 217,93 × 1,5 = 326,89 (Mpa)

KL : răng đủ bền uốn khi quá tải

Tính toán cặp bánh răng ăn khớp trong:

Số răng bánh răng bao 3:

z3 = z1e = 16 × 12 = 192

Kiểm tra điều kiện lắp:

k = z1+z3 = 16+192 = 69,33 không là số nguyên

Chọn z3=191 điều kiện lắp thỏa mãn nhưng để giữ nguyên khoảng cách trục

aw=130 ta tiến hành dịch chỉnh bánh răng bao

Như vậy chọn hệ số dịch chỉnh bánh răng bao x3 = xh = 0,52

Tỉ số truyền của cặp bánh răng vệ tinh 2 và bánh răng bao 3:

Theo bảng 6.28 chiều rộng vành răng Tbd3 = 0,10 ÷ 0,18, do đó chiều rộng vành răng bánh 3:

× bwu23

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc:

sin (2×20)

= 1,76

Zs : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Zs = J 4–

sα 3

Hệ số trùng khớp được tính theo CT 6.38 [1] với cặp bánh răng ăn khớp 2; 3:

z3

= 1,88 — 3,2 × ( 1

88+ 1 ) = 1,83

191