Báo cáo Bản thiết kế hệ dẫn động xích tải

TRƯỜNG …………………. KHOA………………………. -----š›&š›----- Báo cáo tốt nghiệp Đề tài: Bản thiết kế hệ dẫn động xích tải LỜI NÓI ĐẦU Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức chuyên môn. Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để ta có thể tiếp cận được với tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn. Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn. Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2. Em xin chân thành cảm ơn! Hưng Yên, ngày 10 tháng 04 năm 2010 Sinh viên Đặng Đức Đại MỤC LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO 1, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T1. 2, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T2. II. Bộ truyền trong 2.1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa, σch1 = 580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa, σch2 = 580MPa 2.2. Phân phối tỉ số truyền: ubr = 3,4 2.3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 SH = 1,1 SF = 1,75 Trong đó và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = (CT 6.5 – 93) [I] => NHO1 = => NHO2 = Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE = ( CT 6.7 – 93) [I] => NHE1 = 60.1.354,62.24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 26 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1 => NHE2 = 60.1.104,3. 24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 7,7.10 > NHO2 => KHL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = (CT 6.1 – 91) [I] Trong đó: ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1 => [σH]1 = MPa [σH]2 = MPa Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σH] = [σH]2 = 536,4 MPa Theo ( CT 6.8 – 93) [I] NFE = NFE1 = 60.1.354,62. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 20,3. 107 > NFO = 4.106 . Do đó KFL1 = 1 NFE2 = 60.1.104,3. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 5,98. 107 > NFO = 4.106. => KFL2 = 1 Theo ( CT 6.2 – 92) [I] Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 => [σF]1 = MPa => [σF]2 = MPa Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa 2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng a. Xác định chiều dài côn ngoài: (CT 6.52a – 112) [I] Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với => Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: KHβ = 1,08 KFβ = 1,1 5 T1 : Momen trên trục 1. T1 = 90486 N.mm =170,28 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động: (mm) Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z1p = 19 Với HB < 350 z1 = 1,6. z1p = 1,6.19 = 30,4 răng Chọn z1 = 31 răng. Đường kính trung bình và môđun trung bình: Theo CT 6.54 – 114 [I]: dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm) Theo CT 6.55 – 114 [I]: mtm == 2,71 (mm) Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I] mte = mm Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3mm . Do đó: mtm = mte . (1 - 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm . Lấy z1 = 32 răng => z2 = u1.z1 = 32 .3,4 =108,8 Lấy z2 = 109 răng Tính lại tỉ số truyền: um = Góc côn chia δ1 = = 160 21’39’’ δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –160 21’39’’ = 73038’21” Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z1 = 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1. mtm = 32 .2,625 = 84 (mm) Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5 mte = 0,5 . 3. = 170,40 mm c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc [σH] = Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76 Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh côn răng thẳng Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε =: hệ số trùng khớp ngang Theo CT 6.38b – 105 [I] = [1,88 – 3,2.]cosβm = [1,88 – 3,2.].1 = 1,75 => Zε = = 0,866 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo CT 6.39 – 106 [I] KH = KHβ. KHα. KHv : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14 KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng KHα = 1 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Trong đó vH = (CT 6.64 – 116) [I] Với v = (m/s) Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s) 1,5 (m/s) => chọn cấp chính xác 9. σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σH = 0,006 go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn go = 73 => vH = (m/s) KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1 + Trong đó b: chiều rộng vành răng b = Kbe. Re = 0,25. 170,4 = 42,6 mm => KHv = => KH = 1,14 . 1. 1,12 = 1,56 Thay các giá trị vừa tính vào ta được: MPa [σ’H] = Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95 da KxH = 1 v Zv = 1 => [σ’H] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc; Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: [σ’F] = (CT 6.65 – 116) [I] Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng = 1,29 (tra ở trên) : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng = 1,37 : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KFv = 1 + Với (CT 6.64 – 116) [I] δF : tra bảng 6.15 – 107 [I] δF  = 0,016 go : tra bảng 6.16 – 107 [I] go = 73 => vF = 0,016 . 73 .1,55 .  KFv = 1 + Do đó KF = 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng = 1 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Số răng tương đương zv1 = zv2 = x1 = 0,31 x2 = - 0,31 => Tra bảng 6.18 – 109 [I] được YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 εα = 1,76 => Yε = Thay các giá trị vừa tính được: MPa <[σF1]max MPa < [σF2]max Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo e. Kiểm nghiệm răng về quá tải Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I] MPa < 1624 MPa Với Kqt : hệ số quá tải Kqt = 2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 170,40 mm Mo đun vòng ngoài mte = 3 mm Chiều rộng vành răng bw = 45 mm Tỉ số truyền um = 3,4 Góc nghiêng của răng β = 0 Số răng bánh răng z1 = 32 z2 = 109 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Theo các công thức trong bảng 6.19 – 111 [I] Đường kính chia ngoài de1 = mte . z1 = 3 . 32 = 96 mm de2 = mte . z2 = 3 . 109 = 327 mm Góc côn chia: δ1 = 160 21’39’’ δ2 = 73038’21” Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte βm : góc nghiêng của răng. βm = 0 hte = cosβm = cos 0 = 1 xn1 = x1 = 0,31 => hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm) hae2 = 2. hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 Với he: chiều cao răng ngoài he = 2.hte. mte + c với c = 0,2 mte => he = 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm) hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1. cos δ1 = 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm) dae2 = de2 + 2.hae2. cos δ2 = 327 – 2. 2,07. 0,2816 = 325,83 (mm) TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG Chọn động cơ Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pct với Ptđ = Pct == Plv Ta có: Plv = (kW) (CT 2.11- 20) [1] Từ công thức 2.9 – 19 [1] ta có: Theo bảng 2.3 - 19 [1] ta có: Với lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng, đai.Hiệu suất nối trục di động Vậy η = 0,99 . 0,95 . 0,99.0,992 . 0,93 . 0,99 = 0,82. Do đó: Pct = (kW). Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.17 - 21 [1]. Số vòng quay của xích tải: nlv =(vòng/phút) Theo công thức 2.15 -21 [1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4 -21 [1] chọn usbbánh răng = 3,4 usbđai = 4 usbxích = 2 usb = 3,4.4.2 = 27,2 Theo CT 2.18 - 21 [1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 27,2.51,35 = 1396,72 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 1420 (vòng/phút) Từ bảng P1.3 – 236 [1] với Pct = 3,37 kW, nđb = 1420 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu 4A100L4Y3 có Pđc = 4,0 kW, nđc = 1420 vòng/phút, ,cos = 0,84 mm Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: ut = = uhộp . ungoài chọn sơ bộ uđ = 4, u uxích == Kiểm nghiệm: ( Thỏa mãn ) Phân phối tỉ số truyền Vậy ta có: , Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng - đĩa xích nhỏ Trục 2 là trục nối đĩa xích lớn - xích tải Ta có: Công suất: (kW) (kW) (kW) b. Số vòng quay: n2 = = 2,03.51,35 = 104,24 (vòng/phút) n1 = = 3,4.104,24 = 354,41 (vòng/phút) n = 4.354,41 = 1417,64 (vòng/phút) c. Momen các trục: Áp dụng công thức: (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ I II Công tác Công suất P (KW) 3,57 3,36 3,20 3,0 Tỉ số truyền u 4 3,4 2,03 Số vòng quay n (Vòng/phút) 1418 354,41 104,3 51,35 Momen xoắn T(N.mm) 24043 90486 293000 626748 PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I, Bộ truyền ngoài 1, Truyền động đai Ta có: Công suất trên bánh đai nhỏ: Số vòng quay trên bánh đai nhỏ: Dựa vào hình 4.1-59 [1], ta chọn loại đai thường tiết diện loại A Tính toán thông số đai loại A: Đường kính bánh đai nhỏ : . Chọn Vận tốc đai: < V Đường kính bánh đai lớn: CT 4.2 – 53 [1] Trong đó: Hệ số trượt : Tỉ số truyền: u = 4 =140.4.(1-0,01) = 554,4(mm) Chọn theo tieu chuẩn Tỉ số truyền: Sai số: ( thỏa mãn) - Khoảng cách trục a : Theo bảng 4.14 – 60 [1] Điều kiện của a: (4.14 – 60)[1] 385<532<1400 Chiều dài l: Theo CT 4.4 – 54 [1] Chọn theo tiêu chuẩn l = 2240 (mm) Tính lại khoảng cách a: CT 4.6 – 54 [1] II. Bộ truyền trong 2.1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa, σch1 = 580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa, σch2 = 580MPa 2.2. Phân phối tỉ số truyền: ubr = 3,4 2.3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 SH = 1,1 SF = 1,75 Trong đó và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = (CT 6.5 – 93) [I] => NHO1 = => NHO2 = Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE = ( CT 6.7 – 93) [I] => NHE1 = 60.1.354,62.24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 26 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1 => NHE2 = 60.1.104,3. 24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 7,7.10 > NHO2 => KHL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = (CT 6.1 – 91) [I] Trong đó: ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1 => [σH]1 = MPa [σH]2 = MPa Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σH] = [σH]2 = 536,4 MPa Theo ( CT 6.8 – 93) [I] NFE = NFE1 = 60.1.354,62. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 20,3. 107 > NFO = 4.106 . Do đó KFL1 = 1 NFE2 = 60.1.104,3. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 5,98. 107 > NFO = 4.106. => KFL2 = 1 Theo ( CT 6.2 – 92) [I] Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 => [σF]1 = MPa => [σF]2 = MPa Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa 2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng a. Xác định chiều dài côn ngoài: (CT 6.52a – 112) [I] Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với => Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: KHβ = 1,08 KFβ = 1,1 5 T1 : Momen trên trục 1. T1 = 90486 N.mm =170,28 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động: (mm) Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z1p = 19 Với HB < 350 z1 = 1,6. z1p = 1,6.19 = 30,4 răng Chọn z1 = 31 răng. Đường kính trung bình và môđun trung bình: Theo CT 6.54 – 114 [I]: dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm) Theo CT 6.55 – 114 [I]: mtm == 2,71 (mm) Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I] mte = mm Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3mm . Do đó: mtm = mte . (1 - 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm . Lấy z1 = 32 răng => z2 = u1.z1 = 32 .3,4 =108,8 Lấy z2 = 109 răng Tính lại tỉ số truyền: um = Góc côn chia δ1 = = 160 21’39’’ δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –160 21’39’’ = 73038’21” Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z1 = 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1. mtm = 32 .2,625 = 84 (mm) Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5 mte = 0,5 . 3. = 170,40 mm c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc [σH] = Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76 Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh côn răng thẳng Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε =: hệ số trùng khớp ngang Theo CT 6.38b – 105 [I] = [1,88 – 3,2.]cosβm = [1,88 – 3,2.].1 = 1,75 => Zε = = 0,866 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo CT 6.39 – 106 [I] KH = KHβ. KHα. KHv : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14 KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng KHα = 1 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Trong đó vH = (CT 6.64 – 116) [I] Với v = (m/s) Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s) 1,5 (m/s) => chọn cấp chính xác 9. σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σH = 0,006 go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn go = 73 => vH = (m/s) KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1 + Trong đó b: chiều rộng vành răng b = Kbe. Re = 0,25. 170,4 = 42,6 mm => KHv = => KH = 1,14 . 1. 1,12 = 1,56 Thay các giá trị vừa tính vào ta được: MPa [σ’H] = Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95 da KxH = 1 v Zv = 1 => [σ’H] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc; Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: [σ’F] = (CT 6.65 – 116) [I] Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng = 1,29 (tra ở trên) : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng = 1,37 : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KFv = 1 + Với (CT 6.64 – 116) [I] δF : tra bảng 6.15 – 107 [I] δF  = 0,016 go : tra bảng 6.16 – 107 [I] go = 73 => vF = 0,016 . 73 .1,55 .  KFv = 1 + Do đó KF = 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng = 1 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Số răng tương đương zv1 = zv2 = x1 = 0,31 x2 = - 0,31 => Tra bảng 6.18 – 109 [I] được YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 εα = 1,76 => Yε = Thay các giá trị vừa tính được: MPa <[σF1]max MPa < [σF2]max Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo e. Kiểm nghiệm răng về quá tải Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I] MPa < 1624 MPa Với Kqt : hệ số quá tải Kqt = 2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 170,40 mm Mo đun vòng ngoài mte = 3 mm Chiều rộng vành răng bw = 45 mm Tỉ số truyền um = 3,4 Góc nghiêng của răng β = 0 Số răng bánh răng z1 = 32 z2 = 109 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Theo các công thức trong bảng 6.19 – 111 [I] Đường kính chia ngoài de1 = mte . z1 = 3 . 32 = 96 mm de2 = mte . z2 = 3 . 109 = 327 mm Góc côn chia: δ1 = 160 21’39’’ δ2 = 73038’21” Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte βm : góc nghiêng của răng. βm = 0 hte = cosβm = cos 0 = 1 xn1 = x1 = 0,31 => hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm) hae2 = 2. hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 Với he: chiều cao răng ngoài he = 2.hte. mte + c với c = 0,2 mte => he = 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm) hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1. cos δ1 = 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm) dae2 = de2 + 2.hae2. cos δ2 = 327 – 2. 2,07. 0,2816 = 325,83 (mm) PHẦN III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN 3.1. Tính toán trục Chän vËt liÖu chÕ t¹o b»ng thÐp C45 cã sb= 600MPa