ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1: TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1. Chọn động cơ(điện):
Thông số đầu vào:
1. Lực kéo băng tải F = 480 (N)
2. Vận tốc băng tải v = 2,11(m/s)
3. Đường kính tang D = 310 (mm)
4. Thời gian phục vụ lh = 20000(giờ)
5. Số ca làm việc soca = 2 ca
6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @ = 0o
7. Đặc tính làm việc : va đập vừa
1. Công suất làm việc:
Pt
F . v 480.2,11
1,013 K W
1000
1000
2. Hiệu suất hệ dẫn động:
o
ηη BR . η3OL . ηđ . η K
Trong đó,tra bảng 2.3[1] tr19 ta được:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng :
Hiệu suất bộ truyền đai :
Hiệu suất ổ lăn:
η K 0.99
3
→ ηη BR . ηOL . ηđ . η K 0,95. 0,99 .0,99 .0,960,876
3
3. Công suất cần thiết trên trục động cơ
P t 1,013
1,156 KW
η 0,876
ηđ 0,95
ηOL 0,99
Hiệu suất khớp nối:
P ct
η BR 0,96
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 1
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
4. Số vòng quay trên trục công tác:
n ct
60000. v 60000.2,11
130,0 vg ph
π.D
π .310
5. Chọn tỉ số truyền sơ bộ
u t u h . u n
Theo bảng 2.4Tr21[1] ta có:
Tỉ số truyền bộ truyền đai:
u đ un 4
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng
:u br uh3
⟹u sb u đ .u br 3.412
6. Số vòng quay trên trục động cơ:
n sb nlv .u sb 130 .121560 vg p h
7. Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn:
nđ c ≈ n sb 1560 vg p h
P đ c ≥ P yc1,156 K W
Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 1500 (vg/ph)
Tra bảng 1.3 tới 1.7 phụ lục ta chọn được động cơ có các thông số:
Động cơ: k100L4
Pđc = 1,5 KW
nđc = 1425 (vg/ph)
T max T dn 2,3
mđc = 24 kg
1.2. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống:
Tỉ số truyền của hệ:
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 2
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
ut
nđ c 1425
10,96
nlv 130
Chọn ubr= 4 => u đ= 2,74
1.3.Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động
1. Số vòng quay trên các trục:
Số vòng quay trên trục động cơ:
n đ c 1425 vg p h
Số vòng quay trên trục I:
nI
nđ c 1425
520 vg p h
u đ 2,74
Số vòng quay trên trục II:
n II
n I 520
130 vg p h
ubr 4
2. Công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác : plv= pct =1,013 kw
Công suất trên trục II
P II
pct
1,033 KW
0,99.0,99
Công suất trên trục I
PI
P II
0,96.0,99 2
1,098 K W
Công suất trên trục của động cơ:
Pđ c
P I 1,098
1,156 K W
0,95 0,95
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 3
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
3. Mômen xoắn trên các trục:
Mô men xoắn trên trục động cơ:
Tđc
9,55.106 . P đ c 9,55.10 6 .1,156
7747,2 N . mm
nđ c
1425
Mô men xoắn trên trục I:
6
9,55.10 . P I 9,55.106 .1,098
T I
20165,2 N . mm
nI
520
Mô men xoắn trên trục II:
T II
9,55.106 . P II 9,55.106 .1,033
75885,7 N . mm
n II
130
4. Bảng các thông số động học:
Trục
Động cơ
Trục I
u đ 2,74
Thông số
Trục II
u br 4
P(KW)
1,156
1,098
1,033
n(vg/ph)
1425
520
130
T(N.mm)
7747,2
20165,2
75885,7
PHẦN 2 .TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI.
Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang.
Các thông số yêu cầu:
P= P(đc)= 1,156
T1=T(đc)= 7747,2
n 1= n(đc) =1425 v/ph
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 4
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
u= u(đ)= 2,74
B( bê ta)= 0
2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai.
Chọn đai thang thường.
Tra đồ thị 4.1 với các thông số P=1,156kw, n1= 1425 v/ph ta chọn loại đai A
Với d1 từ 100-200mm.
2.2.Chọn đường kính hai đai:
Chọn
d1
d1 và d 2
theo tiêu chuẩn theo bảng: 4,21được d1=180 mm
Kiểm tra vận tốc đai:
V=
πd 1 n 1
thỏa mãn.
60000 = 13,430
Xác định
d2
: d2 = u.d1.(1-ε) = 2,74.180. (1 – 0,02) = 483,336 mm
:Hệ số trượt 0.01- 0.02, Chọn ε = 0,02
Tra bảng 4.26 ta chọn
d2
theo tiêu chuẩn : d2 = 500 mm
d2
Tỷ số truyền thực: ut= d 1 1−€
Sai lệch tỷ số truyền : ∆u=
500
= 180 1−0.02 = 2.834
2,834−2,74
= 0.0344= 3,44% < 4%
2,74
Thỏa mãn.
2.3.Xác định khoảng cách trục a.
Dựa vào ut= 2,834 . Tra bảng 4.14. Ta chọn a/d2= 1.033
Vậy : a(sb) = 1.033d2= 516,5 mm
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 5
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
Chiều dài đai :
d d d d
L 2.asb . 1 2 2 1
2
4.asb
2
L= 2.516,5+ π(180+500)/2 + ((500-180)^2)/4.516,5= 2150,71mm
Dựa vào bảng4.13 ta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn L= 2120.mm
Số vòng chạy của đai trong
1 s
.i= v/l =13,43/2,120= 6,355 = 120° thỏa mãn
2.4.Tính số đai Z.
P : Công suất trên bánh đai chủ động P=1,156(KW)
P0
:Công suất cho phép.Tra bảng 4.19 theo tiết diện đai A ,d1 =180mm
Và V= 13,430 m/s .Ta có:
Z
theo công thức:
kd
P0
= 3.087 m/s , lo = 1320mm. Số đai Z được tính
P.kd
P0 .C .CL .Cu .Cz
:Hệ số tải trọng động.Tra bảng 4.7 ta được Kđ = 1,25
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 6
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
C⟹
:Hệ số ảnh hưởng của góc ôm.
Tra bảng 4.15 với α1 = 143,54 ta được: Cα = 0.901
CL
:Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.
Tra bảng 4.16 với l/lo = 2120/1700 = 1,247 ta được:Cl = 1.047.
Cu
:Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.
Tra bảng 4.7 với Ut= 2,834 ta được : Cu= 1,137.
Cz
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai.
B
Tra bảng
Vậy: Z=
4.18
1
61
theo Z`= P/Po = 1,156/3.087 ta được: Cz = 1
1,156.1,25
0,437. Vậy lấy Z=1
3,087.0,901.1,047.1,137 .1
2.5. Các thông số cơ bản của bánh đai
Chiều rộng bánh đai : B = (Z-1).t + 2e
Tra bảng 4.21 ta được
h0= 3,3; t= 15; e= 10; H= 12,5; φ = 38°
B = (Z-1).t + 2e = 20
Góc chêm của mỗi rãnh đai : φ = 38°
Đường kính ngoài của bánh đai :
d(a1) = d1+ 2 h0= 180+ 2.3,3= 186,6mm.
d (a2) = d2 + 2 h0= 500+ 2.3,3= 506,6 mm
Đường kính đáy bánh đai:
d(f1)= da1-H= 186,6- 12,5= 174,1mm
d(f2) = da1- H= 506,6-12,5= 494,1mm
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 7
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
2.6.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
F0
Lực căng ban đầu:
780.P.kd
Fv
v.C .Z
Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lưc căng :
Fv qm .v 2
qm - Khối lượng 1m đai, tra bảng 4.22 tiết diện đai A => qm = 0,105 (kg/m)
nên Fv = 0,105. 13,43^2= 18,938
Do đó: Fo = 112,083 (N)
Lực tác dụng lên trục bánh đai: Fr = 2.Fo.Z. sin α1 2 = 202,485 (N)
2.7.Tổng kết các thông số của bộ truyền đai
P= P(đc)= 1,156
T1=T(đc)= 7747,2
n 1= n(đc) =1425 v/ph
u= u(đ)= 2,74
Thông số
Tiết diện đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Ký hiệu
A
d1 mm
180
Đường kính bánh đai lớn
d 2 mm
500
Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ
d a1 mm
186,6
Đường kính đỉnh bánh đai lớn
d a 2 mm
506,6
Đường kính chân bánh đai nhỏ
d f 1 mm
174,1
Đường kính chân bánh đai lớn
d f 2 mm
494,1
Góc chêm rãnh đai
38
Số đai
Chiều rộng đai
z
1
20
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 8
B mm
Giá trị
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
Khoảng cách trục
a mm
Góc ôm bánh đai nhỏ
1
143,54°
Lực căng ban đầu
F0 N
112.083N
Lực tác dụng lên trục
Fr N
202,485N
500,35
PHẦN 3 .TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CÔN RĂNG THẲNG
Thông số đầu vào:
P= P(1)= 1,098 kw
T1=T(1)= 20165,2
n 1= n(1) =530 v/ph
u(br) = 4
B( bê ta)= 0
Lh = 20000 h
3.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Tra bảng 6.1 ta chọn:
Vật liệu bánh lớn:
Nhãn hiệu thép: C45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: HB = 192 ÷ 240 ta chọn HB2 = 210
Giới hạn bền: σ
Giới hạn chảy: σ
b2
= 750 (MPa)
ch2
= 450 (MPa)
Vật liệu bánh nhỏ:
Nhãn hiệu thép: C45
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 9
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
Độ rắn: HB = 192 ÷ 240 ta chọn HB1= 220
Giới hạn bền: σ
b1
Giới hạn chảy: σ
= 750 (MPa)
ch1
= 450 (MPa)
3.2.Xác định ứng suất cho phép:
a.Ứng xuất tiếp xúc và uốn cho phép
σ H lim
Z R . Z V K xH K HL
SH
Trong đó:
σ F lim
σ H σ F
Y R .Y S K xF K FL
SF
0
0
Chọn sơ bộ:
Z R . Z V K xH 1
Y R .Y S K xF 1
SH,SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng 6.2Tr94[1] với :
Bánh răng chủ động :
Bánh răng bị động :
S H 1 1,1
S F 1 1,75
S H 2 1,1
S F 2 1,75
0
F lim
0
H lim ,σ - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở :
σ
H lim 0 2 HB 70
σ σ H lim 1,8HB
0
Bánh chủ động :
σ 0H lim 1 2. HB 1 70 2.220 70510 MPa
σ 0F lim 1 1,8. HB 1 1,8.220396 MPa
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 10
⟹
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
Bánh bị động :
σ 0H lim 2 2 . HB 2 70 2.210 70490 MPa
0
σ F lim 2 1,8 . HB 2 1,8.210378 MPa
KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền :
K HL
K FL
Trong đó :
√
√
mH
mF
,
NF0
N FE
m H , mF
N F0
– bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do
HB 350 ⟹ mH 6 v à m F 6
bánh răng có
N H0
N H0
N HE
Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn :
N H 0 30. H 2,4
HB
N F 0 4. 106
do đối với tất cả loại thép thì
N F0
6
= 4. 10 , do vậy :
2,4
N H 0130. H 2,4
HB 1 30. 220 12558439,82
2,4
N H 0230. H 2,4
HB 2 30. 210 11231753,46
N F 01 N F 02 4.10 6
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương : Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh
⟹ N HE N FE 60. c . n . t Σ
trong đó :
c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay : c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng.
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 11
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
tΣ
Tổng số giờ làm việc của bánh răng.
8
⟹ N HE 1 N FE 1 60.c . n1 . Lh 60.1 .520.200006,24. .108
N HE 2 N FE 2 60. c . n 2 . L h 60.1.130 .200001,56 .10
Ta có :
Nếu :
N HE 1 N H 01 ⟹ lấy N HE 1 N H 01 ⟹ K HL 11
N HE 2 N H 02 ⟹lấy N HE 2 N H 02 ⟹ K HL 2 1
N FE 1 N F 01 ⟹lấy N FE 1 N F 01 ⟹ K FL1 1
N FE 2 N F 02 ⟹ lấy N FE 2 N F 02 ⟹ K FL 2 1
Do vậy ta có :
σ 0H lim 1
510
Z .Z K K
.1.1 463,64 MPa
S H 1 R V xH HL 1 1,1
σ 0H lim 2
490
Z R . Z V K xH K HL2
.1.1 445,45 MPa
SH2
1,1
σ0
396
F lim 1 Y R . Y S K xF K FL1
.1 .1226,29 MPa
SF1
1,75
σ 0F lim 2
378
Y R .Y S K xF K FL1
.1.1 216,00 MPa
SF2
1,75
σH 1
σ
H2
σ
F1
σ
F2
Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
⟹σ H
445,45 (MPa)
b.Ứng suất cho phép khi quá tải:
σ
H max 2,8. max σ ch1 , σ ch2 2,8.4501260 MPa
σ
F 1 max 0,8. σ ch1 0,8.450360 MPa
σ
F 2 max 0,8. σ ch2 0,8 . 450360 MPa
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 12
= min(
σH1
,
σH 2
)=
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
3.3.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài:
Re K R √ u 2 1
√
T 1 . K Hβ
3
K be 1−K be . u . σ H
2
KR – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng: Đối với bộ truyền
bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép ⟹ KR = 100.0,5= 50 MPa1/3.
T1 – Môment xoắn trên trục chủ động: T1 = 20165,2 (Nmm)
σ
H - Ứng suất tiếp xúc cho phép :
σ
H
= 445,45 (MPa)
u – Tỉ số truyền : u = 4
Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng : Chọn sơ bộ
K be 0,25 ÷ 0,3
⟹
K be 0,26
(Chú ý:
)
K be . u 0,26.4
0,597
2− K be 2−0,26
KH β , KF β
– Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn : Tra bảng 6.21 với :
K be
0,597
2−K be
s ơ đ ồ b ố trí là s ơ đ ồ I
HB 350
lo ại răng th ẳ ng
Ta được :
K H β 1,13
K F β 1,25
Do vậy :
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 13
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
Re K R √ u 2 1
√
T 1 . K Hβ
3
K be 1−K be . u . σ H
2
50. √ 4 2 1 .
√
3
20165,2.1,13
109,345 mm
0,26. 1−0,26 .4 . 445,452
3.4.Xác định các thông số ăn khớp:
a.Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte ,mtm :
Đường kính vòng chia ngoài:
d e1
2. Re
2.109,345
53,04 mm
√ u 1 √ 42 1
2
Tra bảng 6.22 với
d e1 53,04 mm
và tỉ số truyền u 4 ta được số răng
Z 1 p 16
Ta có: với
HB 350 ⟹ Z 1 1,6 . Z 1 p 1,6.1625,6 ⟹ chọn Z 1 25
Đường kính vòng trung bình và mô đun vòng trung bình :
d m 1 1−0,5. K be . d e1 1−0,5.0,26 .53,04 46,145 mm
m tm
d m 1 46,145
1,846 mm
Z1
25
Tra bảng 6.8, chọn mte theo tiêu chuẩn :
mte 2 mm
Mô đun vòng trung bình tính lại là :
mtm 1−0,5. K be . mte 1−0,5.0,26 .2 1,74 mm
b.Xác định số răng :
Z1
d m 1 46,145
26,52 lấy Z 1 26
mtm 1,74
Z 2 u . Z 1 4.26104
Tỷ số truyền thực tế:
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 14
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
u tt
Z 2 96
4
Z 1 24
Sai lệch tỷ số truyền:
∆ u
utt −u
4−4
0 4 ⟹ Thỏa mãn
u
4
c.Xác định góc côn chia :
δ 1 arctg
Z1
arctg
Z2
26
104
14,04 °
δ 2 90 °−δ 1 75,96°
d.Xác định hệ số dịch chỉnh:
Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều:
x1 + x 2 = 0
Tra bảng 6.20Tr112 [1] với Z1 = 26; ut = 4, ta được: x1 = 0,37 ⟹ x2 = − 0,37
e. Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài :
Đường kính trung bình :
d m 1 mtm . Z 1 1,74 . 2645,24 mm
d m 2 mtm . Z 2 1,74 .104180,96 mm
Chiều dài côn ngoài :
Re
mte
√ Z 21 Z 22 2 √ 262 104 2 107,20 mm
2
2
3.5.Xác định các hệ số và 1 số thông số động học:
Tỉ số truyền thực tế :
u tt 4
Vận tốc vòng trung bình của bánh răng:
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 15
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
s
m
π d m1 n1 π . 45,24.520
v
1,232
60000
60000
Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với bánh răng côn răng thẳng và v = 1,232 (m/s) ta
được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX = 9
Tra phụ lục 2.3 [250/TL1] với:
CCX = 9
HB < 350
Răng thẳng
v = 1,232 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được :
K Hv 1,062
K Fv 1,224
Từ thông tin trang 91 và 92 trong [TL1] ta chọn:
Ra =2,5…1,25, Zr= 0.95
HB<350, v = 1,232 ≤ 5 (m/s) ⟹ Zv = 1.
d a 2 ≈ d m 2180,96 mm 700 mm ⟹ K xH 1
Y R 1
Chọn
Y S 1,08−0,0695. ln m 1,08−0,0695. ln 21 , 032
Do d a 2 ≈ d m 2180,96 mm 400 mm ⟹ K xF 1
Hệ số tập trung tải trọng :
K H β 1,13
K F β 1,25
KH α, KFα
– Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Do bộ truyền là bánh răng côn răng thẳng
⟹ K H α 1 và K F α 1
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 16
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
K Hv
K Fv
,
– Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất
tiếp xúc, uốn:
K Hv 1,062
K Fv 1,165
3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng :
a.Kiểm nghiệm về ứng suất uốn :
σ
H Z M . Z H . Z ε
√
2 T 1 K H √ u 2 1
0,85. b . u t d 2m 1
σH
σ
H
- ứng suất tiếp xúc cho phép:
σ
H
σ
H . ZR Zv K xH
=
= 445,45.0,95.1.1 = 423,18 (MPa)
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng
6.5Tr96[1]
⟹ Z M 274 MPa1 3
ZH
– Hệ số kể đến hình dạng hình học của bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12
Tr106 [1] với
Zε
Z H 1,76
và β 0 ° ta được:
– Hệ số trùng khớp của răng:
√
Z ε
εα
x 1 x 2 0
4−ε α
, Với :
3
– hệ số trùng khớp ngang:
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 17
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
ε α ≈ 1,88−3,2
⟹ Z ε
KH
√
4−ε α
3
1
1
1,88−3,2
Z1 Z2
√
1
1
26 104
1,726
4−1,713
0,870
3
– Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH KHα KH β KHv
= 1.1,13.1,062 = 1,220
b- chiều rộng vành răng:
b K b e Re 0,26.107,227,872 mm → l ấ y b w 29 mm
Thay vào ta được:
σHZM .ZH . Zε
√
2T1K H√u 1
2
2
0,85.b .u t d m 1
274.1,76.0,873
√
2. 20165,2 .1,20 . √ 4 1
414,85 MPa
2
0,85.29 .4 .45,24
2
Kiểm tra:
.100 1,978 10 ⟹ chấp nhận .
423,18
σ H −σ H ∨ .100
σH
423,18−414,85∨
b.Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
σ
F 1
σ
2T 1 . K F Y ε Y β Y F 1
σ F 1 .Y F 2
σ F 1
≤ σ F 2
≤ F 2
0,85. b w . d m 1 mtm
Y F1
σ
σ
F 1 , F 2
- ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị
động:
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 18
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
σ
σ
F 1 .Y R Y S K xF 226,29.1 .1,032.1 233,53 mm
σ
σ
F 2 F 2 . Y R Y S K xF 216.1 .1,032 .1229,912 mm
F 1
KF
– hệ số tải trọng khi tính vê uốn :
K F K F α K F β K F v 1.1,25 .1,1651,456
Yε
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Y ε
1
1
0,579
ε α 1,726
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Do là bánh răng côn răng thẳng :
⟹
Yβ = 1
Y F1,Y F2
– Hệ số dạng răng : Tra bảng 6.18 [109/TL1] với :
Z1
26
28,80
cos δ 1 cos 14,04
Z2
104
Z 2v
428,69
cos δ 2 cos 75,96
Z1v
x 1 0,37 ; x 2 −0,37
Ta được:
Y F 1 3,507
Y F 2 3,63
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 19
ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY
Thay vào ta có :
σ
F 1233,53 MPa
σ
2T 1 . K F Y ε Y β Y F 1 2.20165,2 .1,456.0,579 .1 .3,507
σ .Y
53,46.3,63
σ F 1
53,46 ≤ σ F 2 F 1 F 2
55,335≤
0,85. bw . d m1 . m
0,85.29 .45,24 .2
Y F1
3,507
⟹
Thỏa mãn.
3.7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng :
Đường kính vòng chia :
d e 1 m te . Z 1 2.2652 mm
d e2 mte . Z 2 2.104 208 mm
Chiều cao răng ngoài :
h e 2,2. mte 2,2.2 4,4 mm
Chiều cao đầu răng ngoài :
hae 1 1 x 1 mte 1 0,37 .22,74 mm
h ae2 1 x 2 mte 1−0,37 .21,26 mm
Chiều cao chân răng ngoài :
h fe 1 he −hae 1 4,4−2,741,66 mm
h fe 2 he −h ae 2 4,4−1,263,14 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài :
d ae1 d e1 2. h ae1 .cos δ 1 52 2.2,74 . cos 14° 57,348 mm
°
d ae2 d e 2 2. hae 2 .cos δ 2 208 2.1,26 . cos 76 208,928 mm
3.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng :
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trọng Đáo 20
- Xem thêm -