Xem mẫu
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
T
LỜI NÓI ĐẦU
hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đ ề c ốt lõi c ơ b ản
trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không th ể thi ếu
một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy việc thiết kế và cải ti ến nh ững h ệ th ống
truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất
nước. Hiểu biết, năm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào vi ệc thi ết k ế các
hệ truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ truyền động ở khắp n ơi, có th ể nói nó đóng m ột
vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ truyền động
thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế trạm dẫn động băng tải giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua
đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn như Nguyên Lý Máy, Chi
Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí, Dung Sai và Kỹ Thuật Đo… Và giúp sinh viên có cái
nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong nh ững b ộ ph ận đi ển
hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen v ới các chi ti ết c ơ b ản nh ư bánh
răng, bộ truyền xích,.. thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sinh viên có th ể b ổ sung và
hoàn thiện kỹ năng vẽ Autocad, Inventor, điều rất cần thiết cho một sinh viên cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn các Thầy trong khoa đã giúp đỡ em r ất nhi ều trong quá trình
thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là đi ều không th ể tránh kh ỏi, em r ất mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn. Trong quá trình thiết kế tài liệu chính mà em
tham khảo là cuốn “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí – tập 1, 2” của tác giả
Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
GVHD: ThS Hồ Ngọc Thế Quang
SVTH: Nguyễn Văn Vương
Thành phố Hồ Chí Minh, tháng 1 năm 2012
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện:
Số liệu đề cho:
- Công suất trục công tác (kw): Nct = 8,5 (kW)
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 1
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Tốc độ quay trục công tác (vg/ph): nct = 30 vòng/phút
-
Thời gian làm việc: 5 năm, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
-
Hiệu suất chung trên động cơ:
Theo bảng 2.3 trang 19 (tài liệu 1) ta có:
Hiệu suất chung của hộp giảm tốc
:
Hiệu suất của khớp nối
=1:
Hiệu suất của bánh răng
=0,97:
Hiệu suất của ổ lăn
=0,99:
Hiệu suất của xích
=0,95:
Công suất cần thiết cho động cơ:
Số vòng quay sơ bộ: ; ta chọn (vg/ph)
Chọn động cơ: 4A160S6Y3 có
2. Phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc
Trong đó:
Dựa vào bảng 2.4 trang 21 ta chọn
Đối với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ khai triển thì
Vòng quay
•
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 2
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Công suất
•
Mômen xoắn
•
3. Kết quả tính toán:
Trục Động cơ I II III IV
Thông số
Công suất N (kW) 9,33 9,24 8,87 8,52 8,01
Tỷ số 4 3,2 2,5
truyền i
Vòng quay n (vòng/phút) 970 970 243 76 30
Mômen xoắn M (Nmm) 91857,2 90938, 348594, 1070605, 2549850
6 7 3
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 3
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống – con lăn một dãy, g ọi là
xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn gi ản, giá thành h ạ và đ ộ b ền
mỏi cao.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
- Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
Với
Vậy chọn (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
-
Đối với xích con lăn , từ đó ta tính được
Chọn răng.
Theo công thức 5.3 tài liệu (1), công suất tính toán
-
Trong đó: – công suất tính toán
P – công suất cần truyền, P=8,52 kW
– công suất cho phép
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 4
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Với z1=25, kz = 25/z1 = 1; với n01 = 1000 vòng/phút, kn = n01/n1 = 1000/970 = 1,03
Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 tài liệu (1), với:
– hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền,
-
– hệ số ảnh kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
-
với a = (30..50)p, ta có
– hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng với trường hợp
-
trục không điều chỉnh được, kđc = 1,25
– hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp làm việc có bụi,
-
chất lượng bôi trơn bình thường, ta chọn kbt = 1,3
– hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đ ập
-
nhẹ), ta chọn kđ = 1,2
– hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, với trường hợp số ca làm
-
việc là 2 ca, ta chọn kc = 1,25
Vậy k = 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 = 2,4375
Pt = 8,51*2,4375*1*1,03 = 21,37 (kW)
Theo bảng 5.5 tài liệu (1) với n01 = 1000 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích p = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Pt < = 34,7 kW
Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu (1), p < pmax
Khoảng cách trục a = 40p = 40*25,4=1016 (mm)
-
Theo công thức (5.12) tài liệu (1), số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn xc = 126, tính lại khoảng cách trục theo công th ức (5.13) tài li ệu
(1):
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 5
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Theo đó ta tính được
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần phải giảm khoảng cách trục đi một lượng:
, ta chọn
Số lần va đập của xích
-
Theo bảng 5.9 – tr 85, tài liệu (1), ta có [i] = 30
, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm b ảo, không gây ra
hiện tượng gãy răng và đứt má xích.
b. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên ch ịu t ải tr ọng va
đập, trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn
Theo bảng 5.2 tài liệu (1)
- Tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N)
- Khối lượng một mét xích q = 2,6kg
- Kđ – Hệ số tải trọng động, theo bảng 5.6, tài liệu (1), tải trọng động va
đập nhẹ, ta chọn Kđ = 1,2
- v – vận tốc trên đĩa dẫn z1:
Ft – lực vòng trên đĩa xích:
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 6
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Trong đó: kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí b ộ truy ền,
kf=4 với bộ truyền nghiên một góc dưới 400 so với phương nằm ngang
Từ đó ta tính được
Theo bảng 5.10, tài liệu (1), với n1=1000 (vòng/phút), ta có [s]=12,9
s = 54,45 > [s]=12,9; bộ truyền xích đảm bảo độ bền
c. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 tài liệu (1):
o Đường kính vòng chia d1 và d2:
o Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
o Đường kính vòng đáy (chân) răng df1 và df2:
; trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
, với d1 = 15,88 (mm), theo bảng 5.2 tài liệu (1)
Do đó
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 7
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Trong đó:
- ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11, tài liệu (1)
o
– lực vòng trên đĩa xích,
o
– lực va đập m dãy xích (m=1), tính theo công thức:
o
– hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, (xích 1 dãy)
o
– hệ số tải trọng động,
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, ph ụ thu ộc vào z (tr 87-tài
o
liệu (1), với z1 = 25, kr1 = 0,42
- môđun đàn hồi, với E1, E2 lần lược là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn
o
và đĩa xích, lấy E = 2,1.105 Mpa
– diện tích chiếu của bản lề, mm 2, theo bảng 5.12, tài liệu (1), ta có A=180
o
mm 2
Thay các số liệu vào công thức ta tính được:
Ứng suất tiếp xúc trên đĩa xích 1:
-
Ứng suất tiếp xúc trên đĩa xích 2:
-
Với z2 = 63, kr2 = 0,217
Như vậy:
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C Ҷ 24-44, ph ương pháp nhi ệt
luyện là tôi và ram, đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đ ảm b ảo đ ược đ ộ b ền ti ếp xúc cho răng
của hai đĩa xích.
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 8
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
d. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích:
Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2
F1 = F t + F 2 ; F 2 = F 0 + F v
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F 0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên
trục được xác định theo công thức:
Trong đó: kx – hệ số kể đén ảnh hưởng của trọng lượng xích, với k x = 1,15 khi bộ
truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc 400;
Ft – lực vòng trên đĩa xích, Ft = 780 (N)
Bảng: Thông số kích thước của bộ truyền
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a = 1027 (mm)
Số răng chủ động Z1 = 25 (răng)
Số răng bị động Z2 = 63 (răng)
Tỷ số truyền uxích = 2.5
Số mắt của dây xích x = 126
Chủ động: d1 = 203 (mm)
Đường kính vòng chia của đĩa xích
Bị động: d2 = 510 (mm)
Chủ động: da1 = 214 (mm)
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích
Bị động: da2 = 522 (mm)
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 198 (mm)
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 9
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Bị động: df2 = 506 (mm)
Bước xích p = 25,4 (mm)
PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Bánh nhỏ: chọn vật liệu là C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 .. 285 có 850MPa,
580MPa;
Bánh lớn: chọn vật liệu thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 .. 240 có 750MPa,
450MPa;
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2, tài liệu (1) với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 .. 350,
; SH = 1,1 ; ; SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ răng bánh lớn HB2 = 230, khi đó
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 10
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Theo công thức (6.5), tài liệu (1): , do đó
Theo công thức (6.7), tài liệu (1):
– số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Trong đó:
c – số lần ăn khớp trong một vòng quay.
ni – số vòng quay trong một phút.
Mi – mômen xoắn chế độ thứ i.
Mmax – mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét.
ti – tổng số giờ làm việc của bánh răng, ti = 4800 giờ
Vậy với bánh răng lớn ta có
Suy ra: do đó KHL1 = 1
Như vậy theo công thức (6.1a), tài liệu (1), sơ bộ xác định được:
Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển đ ộng răng nghiêng là giá tr ị
nhỏ nhất trong giá trị sau:
Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 11
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Theo công thức (6.7), tài liệu (1):
– số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vậy với bánh răng lớn ta có
Do đó KFL2 = 1, tương tự, KFL1 = 1.
Do đó theo (6.2a), tài liệu (1), với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được
Ứng suất quá tải cho phép: theo công thức (6.13) và (6.14), tài liệu (1):
3. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a), tài liệu (1):
Trong đó:
Chọn ;
Với răng nghiêng (bảng 6.5, tài liệu (1));
(theo công thức (6,16);
(theo bảng 6.7, sơ đồ 3, tài liệu (1);
, mômen xoắn
Lấy
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 12
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức (6.17), tài liệu (1)
m = (0,01 0,02)aw = (0,01 0,02).151 = 1,51 3,02 (mm)
Theo bảng 6.8, tài liệu (1) chọn môđun pháp m = 2,5 (mm)
Chọn sơ bộ , do đó , theo công thức (6.31), tài liệu (1):
Số răng bánh nhỏ là:
Lấy răng
Số răng bánh lớn là:
(răng)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
o Theo bảng 6.5, tài liệu (1), ;
o Theo công thức (6.35), tài liệu (1):
Với
Do đó theo công thức (6.34), tài liệu (1):
Theo công thức (6.37), tài liệu (1),
, do đó theo công thức (6.36b), tài liệu (1):
Trong đó:
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 13
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Theo công thức (6.40), tài liệu (1),
Với (m/s) theo bảng 6.13, tài liệu (1) dùng cấp chính xác 9. Theo b ảng 6.14, tài li ệu (1)
với cấp chính xác 9 và (m/s), .
Theo công thức (6.42), tài liệu (1),
Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), , theo bảng 6.16, tài liệu (1), .
Do đó, theo công thức (6.41), tài liệu (1)
Theo công thức (6.39), tài liệu (1):
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
-
Theo công thức (6.1) với (m/s) < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đ ạt độ nhám R a = 2,5 .. 1,25 m,
do đó ZR = 0,95; với da < 700 mm, KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) ta có:
Như vậy , do đó cần tăng thêm khoảng cách trục a w =164 mm và kiểm nghiệm lại độ
bền:
Theo công thức (6.37), tài liệu (1),
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 14
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
, do đó theo công thức (6.36b), tài liệu (1):
Trong đó:
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Theo công thức (6.40), tài liệu (1),
Với (m/s) theo bảng 6.13, tài liệu (1) dùng cấp chính xác 9. Theo b ảng 6.14, tài li ệu (1)
với cấp chính xác 9 và (m/s), .
Theo công thức (6.42), tài liệu (1),
Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), , theo bảng 6.16, tài liệu (1), .
Do đó, theo công thức (6.41), tài liệu (1)
Theo công thức (6.39), tài liệu (1):
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33)
Như vậy aw = 164 mm,
Số răng bánh nhỏ là:
Lấy răng
Số răng bánh lớn là:
(răng)
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 15
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức (6.43), tài liệu (1):
Theo bảng 6.7, tài liệu (1), ; theo bảng 6.14, tài liệu (1) với v < 5 m/s và c ấp chính xác 9,
; theo công thức (6.47), tài liệu (1):
Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), , theo bảng 6.16, go = 73.
Do đó theo (6.46)
Do đó:
Với ,
-
Với ,
-
Số răng tương đương:
-
Theo bảng 6.18, tài liệu (1) ta được YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6
Với m = 2,5 (mm), ; YR = 1 (bánh răng phay), KxF =1
(da < 400 mm), do đó theo (6.2) và (6.2a):
Thay vào công thức trên ta được:
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo (6.48), tài liệu (1) với
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 16
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Theo (6.49), tài liệu (1)
f. Các thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số Giá trị
Khoảng cách trục aw1 = 164 mm
Môđun pháp m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng bw = 49 mm
Tỉ số truyền u=4
Góc nghiêng của răng
Số bánh răng z1 = 26 ; z2 = 104
Hệ số dịch chuyển x1 = 0 ; x2 = 0
Đường kính vòng chia d1 = 65,6 mm ; d2 = 262,4 mm
Đường kính đỉnh răng da1 = 70,6 mm ; da2 = 267,4 mm
Đường kính đáy răng df1 = 59,35 mm ; df2 = 256,15mm
(Đường kính vòng chia, Đường kính đỉnh răng, Đường kính đỉnh răng: được tính theo
công thức trong bảng 6.11, tài liệu (1))
4. Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a), tài liệu (1):
Trong đó:
Chọn ;
Với răng thẳng (bảng 6.5, tài liệu (1));
(theo công thức (6,16);
(theo bảng 6.7, sơ đồ 5, tài liệu (1);
, mômen xoắn
Lấy
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức (6.17), tài liệu (1)
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 17
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
m = (0,01 0,02)aw2 = (0,01 0,02).223 = 2,2 4,4 (mm)
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn c ủa bánh răng
cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m=2,5 mm,
Số răng bánh nhỏ là:
Lấy răng
Số răng bánh lớn là:
(răng)
Lấy răng
Do đó
Lấy , do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 226,5 lên 230mm.
Tính hệ số dịch tâm theo (6.22), tài liệu (1):
Theo (6.23), tài liệu (1):
Theo bảng 6.10a, tài liệu (1) tra được , do đó theo (6.24), tài li ệu (1) h ệ s ố gi ảm đ ỉnh
răng
Theo (6.25), tài liệu (1) tổng hệ số dịch chỉnh
Theo (6.26), tài liệu (1) hệ số dịch chỉnh bánh 1:
Và hệ số dịch chỉnh bánh 2:
Theo (6.27), tài liệu (1), góc ăn khớp:
Do đó
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 18
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
o Theo bảng 6.5, tài liệu (1), ;
Theo công thức (6.34), tài liệu (1):
Với bánh răng thẳng, dùng công thức (6.36a), tài liệu (1) để tính
Trong đó:
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Theo công thức (6.40), tài liệu (1),
Với (m/s) theo bảng 6.13, tài liệu (1) dùng cấp chính xác 9. Theo b ảng 6.14, tài li ệu (1)
với cấp chính xác 9 và (m/s), .
Theo công thức (6.42), tài liệu (1),
Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), , theo bảng 6.16, tài liệu (1), .
Do đó, theo công thức (6.41), tài liệu (1)
Theo công thức (6.39), tài liệu (1):
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33)
Theo công thức (6.1) với (m/s) < 2,5 m/s, Z v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đ ạt đ ộ nhám R z = 10 .. 40 m, do
đó ZR = 0,9; với da < 700 mm, KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) ta có:
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 19
- Đồ án thiết kế HTTĐ Cơ Khí GVHD: Th.S Hồ Ngọc Thế Quang
Như vậy , ta co thể giảm chiều rộng bánh răng
Lấy
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức (6.43), tài liệu (1):
Theo bảng 6.7, tài liệu (1), ; theo bảng 6.14, tài li ệu (1) v ới v < 2,5 m/s và c ấp chính xác
9, ; theo công thức (6.47), tài liệu (1):
Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), , theo bảng 6.16, go = 73.
Do đó theo (6.46)
Do đó:
Với ,
-
Với ,
-
Số răng tương đương:
-
Theo bảng 6.18, tài liệu (1) ta được YF1 = 3,54 ; YF2 = 3,47
Với m = 2,5 (mm), ; YR = 1 (bánh răng phay), KxF =1
(da < 400 mm), do đó theo (6.2) và (6.2a):
Thay vào công thức trên ta được:
SVTK: Nguyễn Văn Vương Trang 20
nguon tai.lieu . vn
