Đồ án Thiết kế máy cán hình mặt lốp xe đạp 2 màu

CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY TẠO HÌNH MẶT LỐP XE ĐẠP 2 MÀU Φ150 (mm) TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC. Các số liệu ban đầu. Thực tế lấy từ công ty cổ phần cao su Đà Nẵng: + Số vòng quay trục cán hình mặt lốp: nt = 19 (v/ph) + Lực ép của trục luyện trong quá trình làm việc: PLV = 67 (KN) + Đường kính trục luyện: Dt = 150 (mm) Tính chọn động cơ điện truyền động chính. - Ta có công suất làm việc của trục luyện được tính theo tài liệu [VII]
(KW) (1) Trong đó: + PLV: Lực ép của trục luyện (N) + VLV: Vận tốc dài của trục luyện (m/s)
(m/s) (2) Với: + Dt: Đường kính trục luyện (mm) + nt2 :Số vòng quay trục luyện bị động (v/ph) - Thay số vào công thức (2) ta được:
(m/s) - Thay số vào công thức (1) ta lại được:
(KW) - Công suất cần thiết của động cơ truyền động chính là:
(KW) (3) Trong đó: +
: Hiệu suất truyền động (Xem hình 6.1) ta có:
(4) Với: +
= 1: Hiệu suất của khớp nối trục. +
= 0.99: Hiệu suất của một cặp ổ lăn. +
= 0.98: Hiệu suất của một cặp bánh răng. +
= 0.99: Hiệu suất của một cặp ổ trượt. - Thay số vào công thức (4) ta có:
- Thay vào lại công thúc (3) ta được:
(KW) - Vậy ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức sao cho có
. Trong tiêu chuẩn chọn động cơ điện thì có nhiều loại động cơ thỏa mãn điều kiện này, nhưng ta chọn theo Bảng 2P/323_[VII] được loại động cơ che kín có quạt gió loại AO2 72-6 có các thông số sau: + Công suất động cơ là: Ndm = 13 (KW) + Số vòng quay động cơ là: n = 1460 (v/ph) + Khối lượng động cơ là: M = 135 (Kg) Chọn sơ đồ hộp giảm tốc. - Ta thấy yêu cầu trục ra của máy cán hình mặt lốp tương đối nhỏ nt2 = 19 (v/ph) trong khi đó tốc độ trục ra của động cơ điện là rất lớn ndc = 1460 (v/ph). Nên tỷ số truyền chung của máy là rất lớn, vì vậy mà ta cần phải đặt thêm hộp giảm tốc để giảm tốc độ trục ra động cơ trước khi truyền cho trục cán, tuy nhiên ta cũng nên để ý đến kết cấu của nó. - Để kết cấu hộp giảm tốc nhỏ gọn thì ta phải thêm một bộ truyền đai hay bộ truyền xích trước nó nhằm giảm tốc độ quay, nhưng ở đây do yêu cầu của kết cấu máy không cho phép và để đảm bảo điều kiện về độ ổn định và độ an toàn sử dụng và để máy được nhỏ gọn hơn ta thiết kế cặp Bánh răng-Bánh đà dặt sau hộp giảm tốc để giảm tốc độ ở trục ra trước khi truyền đến trục cán của máy. - Ta chọn hộp giảm tốc Bánh răng trụ-Răng nghiêng 2 cấp tốc độ khai triển để khử được lực dọc trục trong quá trình làm việc của máy và tỷ số truyền của hộp này trong khoảng i = (8 – 30). Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ như hình 6.1 + I : Trục vào (trục I) hộp giảm tốc. + II: Trục trung gian (trục II) hộp giảm tốc. + III: Trục ra (trục III) hộp giảm tốc. Hình 6.1: Sơ đồ kết cấu hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ. Phân bố tỷ số truyền. - Xem hình 5.1: sơ đồ động của máy cán hình mặt lốp Φ150 mm - Ta có tỷ số truyền chung là:
- Mà theo hình 5.1 thì ta lại có tỷ số truyền chung được xác định như sau:
(5) Trong đó: + it: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc. + iBR: Tỷ số truyền của cặp Bánh răng-Bánh đà. - Mặc khác ta có:
(6) Với: + in: Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh. + ich: Tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm. - Như ta đã biết tỷ số truyền là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lượng của bộ truyền cơ khí, vì vậy việc chọn và phân bố tỷ số truyền hộp giảm tốc it cho các bộ truyền trong hộp phải tuân theo các nguyên tắc sau: + Kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất. + Đảm bảo điều kiện bôi trơn là tốt nhất. Như vậy với hộp giảm tốc mà ta chọn thì để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau, tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ như nhau ta phân bố tỷ số truyền in>ich và in= (1.2-1.3)ich và phải đảm bảo là it thuộc khoảng (8-40). - Để thỏa điều kiện trên ta chọn it = 20 - Từ công thức (6) ta có:
- Thay số vào công thức (5) ta được:
Xác định số vòng quay, công suất và mômen của các trục trong hộp giảm tốc. a. Số vòng quay các trục. - Trục thứ nhất:
(v/ph) - Trục thứ hai:
(v/ph) - Trục thứ ba:
(v/ph) b. Công suất của các trục. - Hiệu suất của các bộ truyền: + Hiệu suất bộ truyền bánh răng:
+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn:
+ Hiệu suất của khớp nối:
- Công suất của các trục hộp giảm tốc: + Trục thứ nhất:
(KW) + Trục thứ hai:
(KW) + Trục thứ ba:
(KW) c. Mômen xoắn trên các trục. Công thức xác định mômen xoăn trên các trục [3-53/55_VII]
(Nmm) (7) Trong đó: Ni và ni là công suất và số vòng quay của trục thứ i trong 1 phút. - Trục thứ nhất:
(Nmm) - TRục thứ hai:
(Nmm) - Trục thứ ba:
(Nmm) - Lập bảng các kết quả tính được: Để thuận tiện cho việc theo dõi các số liệu trong quá trình tính toán thiết kế của máy cán hình mặt lốp ta lập bảng thông số các trục của hộp giảm tốc (Xem bảng 6.1): Bảng 6.1 Thông số/Trục  Động cơ  Trục I  Trục II  Trục III   I  4.9  4.08   ni (v/ph)  1460  298  73   Ni (KW)  13  12.49  12.12   Mi (Nmm)  85034  400266.8  1585561.7   Thiết kế bộ truyền Bánh răng cấp nhanh. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh có cặp bánh trụ răng nghiêng có các thông số: + Tỷ số truyền: i = 4.9 + Số vòng quay: n1 = 1460 (v/ph) n2 = 298 (v/ph) + Công suất trục: NI = 13 (KW) Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểm tra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau. a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. - Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hóa có đường kính phôi từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_VII] có:
(N/mm2)
(N/mm2) HB(1) = 200 - Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép C35 thường hóa có đường kính phôi từ 300 – 500 (mm) [Bảng 3-8/40_VII] có:
(N/mm2)
(N/mm2) HB(2) = 170 b. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép. Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép. [Cthức 3-1/38_VII]
(8) Trong đó: +
(N/mm2): Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB [Bảng 3-9/43_VII] ta có :
= 2.6HB (N/mm2) +
: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo
[Cthức 3-2/42_VII] Với: - N0 : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra [Bảng 3-9/43_VII] ta có: N0 = 107. - Ntd : Số chu kỳ tương đương. - Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_VII]
(9) Trong đó: + Mi(Nmm), ni(v/ph), Ti(giờ): là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ thứ i. + MMax(Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. + u =1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. Ta có: MI = 58034 (Nmm) MII = 400266.8 = MMax (Nmm) nII = 298 (v/ph) + Giả thiết rằng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mỗi ngày làm 2 ca, một ca làm 8 giờ: nên
(giờ) - Thay số vào (9) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn
> N0 Vậy khi tính ứng suất mỏi cho phép của cặp bánh răng này ta lấy
vì
>N0 Với: +
: là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. +
: là hệ số chu kỳ ứng suất uốn. - Thay số vào (8) ta có: + Với bánh răng nhỏ:
= 2,6HB(1) = 2,6
200 = 520 (N/mm2) + Với bánh răng lớn:
= 2,6HB(2) = 2,6
170 = 442 (N/mm2) Chọn
= 442 (N/mm2) để tính toán Ứng suất uốn cho phép. - Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một mặt. Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thép thường hóa nên ứng suất uốn cho phép được xác định theo [Cthức 3-6/42_VII].
(N/mm2) (10) Trong đó: + n = 1.5: Hệ số an toàn. +
(N/mm2): Giới hạn mỏi của thép. +
: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. -Thay số vào (10) ta được:
(N/mm2)
(N/mm2) c. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.3 vì đây là bộ truyền có khả năng chạy mòn. d. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. Do bộ truyền bánh răng trụ nên hệ số chiều rộng bánh răng xác định theo công thức:
vậy ta chọn
. e. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A. - Bộ truyền tải trọng lớn nên A được xác định theo[Cthức 3-10/45_VII]
(mm) (11) Trong đó: + i = 4.9: Tỷ số truyền của bánh răng cấp nhanh. + K = 1.3: Hệ số tải trọng. +
: Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng, ta chọn
. + n2 = 298 (v/ph): Số vòng quay trục II. + N = NI = = 13 (KW): Công suất của trục I. +
: Hệ số chiều rộng bánh răng. +
= 442 (N/mm2): Ứng suất tiếp cho phép. - Thay số vào (11) ta được:
(mm) Vậy chọn A = 170 (mm) f. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng. Xác định theo [Cthức 3-17/46_VII]
(m/s)
(m/s) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: với vận tốc vòng của bánh răng đã tính V < 5 (m/s) theo [Bảng 3-11/46_VII] ta chọn cấp chính xác 9. g. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. Định chính xác hệ số tải trọng: Xác định theo[Cthức 3-19/47_VII] K = Ktt x Kd (12) Trong đó: + Ktt: Hệ số tải trọng tập trung. + Kd: Hệ số tải trọng động. - Do bộ truyền có tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-20/47_VII]
(13) - Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là:
(mm) - Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là:
(mm) - Do đó ta xác định được:
- Tra [Bảng 3-12/47_VII] được
- Thay số vào (13) có:
- Vậy dựa vào hệ số
, vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả thiết bánh răng có
ta tra [Bảng 3-14/48_VII] được Kd = 1.4 - Vậy thay số vào (12) có hệ số tải trọng:
Định chính xác khoảng cách trục A: theo [Cthức 3-21/49_VII]
(mm) Vậy ta chọn A = 187 (mm) h. Xác định môdun (mn), số răng (Z), chiều rộng bánh răng (b), góc nghiêng (β) Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_VII] mn = (0.01 – 0.02)A = (1.87 – 3.74) (mm) - Chọn mn = 3 (mm) - Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 150 Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_VII] - Với bánh răng nhỏ:
(răng) Chọn Z1 = 21 (răng) - Với bánh răng lớn: Z2 = i x Z1 = 4.9 x 21 = 102.9 (răng) Chọn Z2 = 103 (răng) Xác định góc nghiêng β: Theo [Cthức 3-28/50_VII]
→ β = 9.430 = 9026’ Xác định chiều rộng bánh răng.
(mm) Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn Kd ở trên
(mm) Vậy điều kiện thoả mãn. k. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chân răng, với bánh răng trụ răng nghiêng theo [Cthức 3-34/51_VII] ta có:
(N/mm2) (14) Trong đó: + K = 1.715: Hệ số tải trọng. + N = 13 (KW): Công suất bộ truyền lấy theo trục I. + y: Hệ số dạng răng với mỗi bánh răng được chọn theo số răng tương đương. + mn = 3: Môđun pháp của bộ truyền. + Z1 = 21 (răng): Số răng bánh răng nhỏ. + Z2 = 103 (răng): Số răng bánh răng lớn. + n = 1460 (v/ph): Số vòng quay bộ truyền. + θ” = (1.4 – 1.6): Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng, ta chọn θ” = 1.5. + b = 93.5 (mm): Bề rộng bánh răng. +
: (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép. - Do bánh răng nghiêng nên ta có:
- T ừ đó ta chọn theo [Bảng 3-14/48_VII] được:
- Thay vào công thức (14) ta được: + Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:
(N/mm2) Vậy
(N/mm2) nên điều kiện được thỏa mãn. + Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:
(N/mm2) Vậy
(N/mm2) nên điều kiện được thỏa mãn. l. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột. Trong điều kiện làm việc của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột do các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cố khác nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng. Chọn hệ số quá tải Kqt = 1.8 - Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải theo [Cthức 3-41/53_VII]
(N/mm2) (15) Trong đó: +
: Ứng suất tiếp xúc tính theo [Cthức 3-14/45_VII]
(N/mm2) Với bánh răng nhỏ:
(N/mm2) Với bánh răng lớn:
(N/mm2) +
: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải. Với bánh răng làm bằng thép có độ rắn bề mặt HB < 350 ta có theo [Cthức 3-43/53_VII] và [Bảng 3-9/43_VII] ta có:
(N/mm2) Với bánh răng nhỏ:
(N/mm2) Với bánh răng lớn:
(N/mm2) Thay số vào (15) ta có:
(N/mm2)

(N/mm2)
Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khiquá tải thỏa mãn. - Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải theo [Cthức 3-42/53_VII]
(N/mm2) (16) Trong đó: +
: Ứng suất uốn tính theo [Cthức 3-34/51_VII]
+
: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Xác định theo [Cthức 3-46/53_VII] ta có:
(N/mm2) Với
: là giới hạn chảy của vật liệu Với bánh nhỏ:
(N/mm2) Với bánh lớn:
(N/mm2) Thay số vào (16) ta có:
(N/mm2)

(N/mm2)
Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải thỏa mãn. ► Tóm lại trong trường hợp máy làm việc bị quá tải đột ngột thì các ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra vẫn được đảm bảo điều kiện bền. m. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. - Các công thức xác định theo [Bảng 3-2/36_VII] 1. Môđun pháp: mn = 3 (mm) 2. Số răng:
(răng) 3. Góc ăn khớp:
4. Góc nghiêng răng:
5. Khoảng cách trục: A = 187 (mm) 6. Chiều rộng bánh răng: b = 93.5 (mm) 7. Chiều cao răng: h = 2.25mn = 6.75 (mm) 8. Độ hở hướng tâm: C = 0.25mn = 0.75 9. Đường kính vòng chia, vòng lăn bánh răng:
(mm) 10. Đường kính vòng đỉnh răng:
(mm) 11. Đường kính vòng chân răng:
(mm) n. Tính lực tác dụng lên bộ truyền. - Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng được chia làm 3 thành phần chính là: + Lực vòng: P (N) + Lực hướng tâm: Pr (N) + Lực dọc trục: Pa (N) - Phương chiều các lực được biểu diễn như Hình 6.2 Hình 6.2: Sơ đồ biểu diễn phương chiều các lực trong bộ truyền. - Giá trị các lực được xác định theo [Cthức 3-50/54_VII] + Lực vòng:
(N) + Lực hướng tâm:
(N) + Lực dọc trục:
(N) Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm. Bộ truyền bánh răng cấp chậm có cặp bánh trụ răng nghiêng có các thông số: + Tỷ số truyền: i = 4.08 + Số vòng quay: n1 = 298 (v/ph) n2 = 73 (v/ph) + Công suất trục: NI = 12.49 (KW) Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểm tra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau. a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. - Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hóa có đường kính phôi từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_VII] có:
(N/mm2)
(N/mm2) HB(1) = 210 - Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép C40 thường hóa có đường kính phôi từ 500 – 750 (mm) [Bảng 3-8/40_VII] có:
(N/mm2)
(N/mm2) HB(2) = 180 b. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép. Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép. [Cthức 3-1/38_VII]
(17) Trong đó: +
(N/mm2): Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB [Bảng 3-9/43_VII] ta có :
= 2.6HB (N/mm2) +
: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo
[Cthức 3-2/42_VII] Với: - N0 : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra [Bảng 3-9/43_VII] ta có: N0 = 107. - Ntd : Số chu kỳ tương đương. - Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_VII]
(18) Trong đó: + Mi(Nmm), ni(v/ph), Ti(giờ): là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ thứ i. + MMax(Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. + u = 1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. Ta có: MII = 400266.8 (Nmm) MIII = 1585561.7 = MMax (Nmm) nIII = 73 (v/ph) + Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày làm 2 ca, một ca làm 8 giờ: nên
(giờ) - Thay số vào (18) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn
> N0 Vậy khi tính ứng suất mỏi cho phép của cặp bánh răng này ta lấy
vì
>N0 Với: +
: là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. +
: là hệ số chu kỳ ứng suất uốn. - Thay số vào (17) ta có: + Với bánh răng nhỏ:
= 2,6HB(1) = 2,6
210 = 546 (N/mm2) + Với bánh răng lớn:
= 2,6HB(2) = 2,6
180 = 468 (N/mm2) Chọn
= 468 (N/mm2) để tính toán Ứng suất uốn cho phép. - Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một mặt. Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thường hóa nên ứng suất uốn cho phép được xác định theo [Cthức 3-6/42_VII].
(N/mm2) (19) Trong đó: + n = 1.5: Hệ số an toàn. +
(N/mm2): Giới hạn mỏi của thép. +
: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. -Thay số vào (19) ta được:
(N/mm2)
(N/mm2) c. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.3 vì đây là bộ truyền có khả năng chạy mòn. d. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. Do bộ truyền bánh răng trụ nên hệ số chiều rộng bánh răng xác định theo công thức:
vậy ta chọn
. e. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A. - Bộ truyền tải trọng lớn nên A được xác định theo[Cthức 3-10/45_VII]
(mm) (20) Trong đó: + i = 4.08: Tỷ số truyền của bánh răng cấp nhanh. + K = 1.3: Hệ số tải trọng. +
: Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng, ta chọn
. + n2 = 73 (v/ph): Số vòng quay trục II. + N = NI = 12.49 (KW): Công suất của trục I. +
: Hệ số chiều rộng bánh răng. +
= 468 (N/mm2): Ứng suất tiếp cho phép. - Thay số vào (20) ta được:
(mm) Vậy chọn A = 250 (mm) f. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng. Xác định theo [Cthức 3-17/46_VII]
(m/s)
(m/s) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: với vận tốc vòng của bánh răng đã tính V < 5 (m/s) theo [Bảng 3-11/46_VII] ta chọn cấp chính xác 9. g. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. Định chính xác hệ số tải trọng: Xác định theo[Cthức 3-19/47_VII] K = Ktt x Kd (21) Trong đó: + Ktt: Hệ số tải trọng tập trung. + Kd: Hệ số tải trọng động. - Do bộ truyền có tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-20/47_VII]
(22) - Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là:
(mm) - Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là:
(mm) - Do đó ta xác định được:
- Tra [Bảng 3-12/47_VII] được
- Thay số vào (22) có:
- Vậy dựa vào hệ số
, vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả thiết bánh răng có
ta tra [Bảng 3-14/48_VII] được Kd = 1.2 - Vậy thay số vào (21) có hệ số tải trọng:
Định chính xác khoảng cách trục A: theo [Cthức 3-21/49_VII]
(mm) Vậy ta chọn A = 258 (mm)
h. Xác định môdun(mn), số răng(Z), chiều rộng bánh răng(b), góc nghiêng(β) Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_VII] mn = (0.01 – 0.02)A = (2.58 – 5.16) (mm) - Chọn mn = 4 (mm) - Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 150 Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_VII] - Với bánh răng nhỏ:
(răng) Chọn Z1 = 25 (răng) - Với bánh răng lớn: Z2 = i x Z1 = 4.08 x 25 = 102 (răng) Chọn Z2 = 102(răng) Xác định góc nghiêng β: Theo [Cthức 3-28/50_VII]
→ β = 10.110 = 1006’ Xác định chiều rộng bánh răng.
(mm) Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn Kd ở trên
(mm) Vậy điều kiện thỏa mãn. k. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chân răng, với bánh răng trụ răng nghiêng theo [Cthức 3-34/51_VII] ta có: