Nghiên cứu thiết kế động học kết cấu theo mẫu máy DMU 60T

10CHƯƠNG III NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC KẾT CẤU THEO MẪU MÁY DMU 60T III.1. NGHIÊN CỨU ĐỘNG HỌC TRUNG TÂM GIA CÔNG DMU 60T: Xích động học của cụm trục chính của trung tâm gia công DMU 60T như sau: Bắt đầu từ động cơ xoay chiều 3 pha kỹ thuật số ( hộp tốc độ (không làm thay đổi chiều quay của cụm trục chính, động có khả năng thay đổi chiều quay) ( cụm trục chính. Hộp tốc độ của trung tâm gia công bao gồm có 2 cấp tốc độ là 1 và (1/2.4545)2 nhờ cơ cấu bánh răng di trượt dựa trên trục then hoa (cặp bánh răng khớp trong có hệ thống dẫn động độc lập) ra vào khớp. Hai khoảng điều chỉnh tốc độ của động cơ dẫn động cụm trục chính như sau: Khoảng I : nđc = 1123 ( 6705 rpm Khoảng II : nđc = 136 ( 9000 rpm Trung tâm gia công có phạm vi biến đổi tốc độ rộng: R =
=
= 400. Từ đồ thị quan hệ mô men- công suất – số vòng quay của truyền động chính, ta có mấy nhận xét như sau: Tại các dải tốc độ từ 221 – 4117 vòng/phút của trục chính thì công suất được sử dụng 100% công suất và mô men xoắn nhỏ hơn mômen xoắn giới hạn. Mômen xoắn giới hạn đạt được giải tốc độ từ 20 – 221 vòng/phút của trục chính.( Giá trị mômen xoắn giới hạn của trục chính bằng 561.7 Nm ). Điều này khá hợp lí khi thiết kế bởi Mx tỉ lệ thuận với Công suất N của động cơ và tỉ lệ nghịch với số vòng quay của trục, Mx cứ tăng khi công suất truyền động là không đổi còn số vòng quay cứ giảm.Để đảm bảo cho Mx luôn nhỏ hơn giá trị Mx giới hạn thì ta chọn giải pháp giảm Công suất truyền dẫn để được một tỉ số là không đổi. Động cơ AC vô cấp tốc độ điều khiển bằng bộ biến tần được phân thành hai giải tốc độ như đã nêu ở trên, các giải tốc độ này được thiết kế tương ứng với các công suất động cơ nhất định. Trung tâm gia công DMU 60T được tính toán thiết kế dựa trên quan điểm mô men xoắn cực đại(công suất cắt cực đại). Tại công suất động cơ bằng 13 kw và số vòng quay trục chính bằng 221 vòng/phút( tương với tốc độ này thì số vòng quay của trục III là: 542 vòng/phút và tại trục động cơ I là: 1498 vòng/phút) Vậy tính toán thiết kế các chi tiết với Công suất động cơ truyền dẫn chính là 13 kw và Số vòng quay của trục là 1498 vòng/phút. III.2. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ: Các thông số đầu vào: Động cơ truyền dẫn chính: động cơ xoay chiều kỹ thuật số có N = 13 kw Số vòng quay nmin = 20 vòng/phút nmax = 8000 vòng/phút Cần thiết kế: Tính cụm chính theo cơ sở đông cơ truyền dẫn chính: + tính toán truyền dẫn đai răng.(i = 1.125) + tính toán truyền dẫn bánh răng.(i1 = 1; i2 = 1/2.45) + tính toán trục. Tính mô đun chạy dao từ động cơ chạy dao đến bộ truyền vít đai ốc – bi: + tính toán bộ truyền vít đai ốc – bi. A.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG: Đai răng là loại đai dẹt được chế tạo thành vòng kín có răng ở răng mặt trong. Khi vào tiếp xúc với bánh đai, các răng của đai sẽ ăn khớp với các răng trên bánh đai. Do truyền lực bằng ăn khớp, truyền động đai răng có những ưu điểm: không có hiện tương trượt (như bộ truyền đai trơn dùng nguyên lý tiếp xúc), có tỉ số truyền lớn ( u ( 12, đôi khi u < 20, rất lớn so với đai dẹt và đai thang u = 2 ( 6), hiệu suất cao, không cần lực căng ban đầu lớn, lực tác dụng lên trục và lên ổ nhỏ. Đai răng được chế tạo từ cao su trộn với bột Natri hoặc được đúc từ cao su poliuretan. Lớp chịu tải chủ yếu là dây thép, sợi thuỷ tinh hoặc sợi poliamit. Đường kính dây thép bằng 0.3(0.4 mm( đối với đai có mô đun m = 2; 3 và 4 mm) và bằng 0.65(0.8 mm( đối với m = 4; 5 và 7 mm) thường dùng loại đai răng bằng cao su nhân tạo có cốt là dây kim loại. Nhờ lớp cốt cứng và bền mà bước của đai không bị thay đổi. Để nâng cao độ bền mòn của răng người ta phủ thêm lớp vải nilông. XÁC ĐỊNH MÔ ĐUN VÀ CHIỀU RỘNG ĐAI: Môđun được xác định theo công thức: m = 35.
= 35.
= 7.189 mm Trong đó: P1: Công suất trên bánh đai chủ động [kw], P1 = 13 kw; n1: Số vòng quay của bánh đai chủ động, n1 = 1498 vòng/phút; Trị số của m tính được phải tra theo bảng 4.27 – TKHDĐCK I ( Chọn m = 5 mm Các thông số của đai răng: Môđun của đai: m = 5 mm. Bước đai: p = 15.71 mm. Chiều dày răng nhỏ nhất: S = 5.0 mm. Chiều cao răng: h = 3.5 mm. Chiều dày đai: H = 6.5 mm. Khoảng cách từ đáy răng đến đường trung bình của lớp chịu tải: ( = 0.8 mm. Góc prôfin răng: ( = 40 ( Bán kính góc lượn: R1 = 1.2 mm. R2 = 1.2 mm. Chiều rộng của đai răng: b = (đ.m = 30 …45 mm = 40 mm. Trong đó: (đ : 6…9 hệ số chiều rộng đai, chọn giá trị nhỏ khi lấy môđun tiêu chuẩn lớn hơn m tính toán và lấy giá trị lớn trong trường hợp còn lại; chọn b theo bảng 4.28-TKHDĐCK I XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN: Số răng của bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.29 TKHDĐCK I nhằm đảm bảo tuổi thọ cho đai. Số răng của bánh đai lớn: z1 = 24 răng( được chọn theo bảng 4.29 – TKHDĐCK I ). z2 = u.z1 = 1,125.24 = 27 răng. Khoảng cách trục được chọn theo điều kiện: amin ( a ( amax với amin = 0,5.m.(z1+z2) + 2.m = 0,5.5.(24+27) + 2.5 = 137.5 mm amax = 2m(z1 + z2) = 2.5.(24 + 27) = 510 mm. Số răng đai zđ: zđ =
= zđmin =
43.03 mm zđmax =
= 90.43 mm Zđ = [ 43 ; 90] (theo bảng 4.30 – chiều dài đai răng -TKHDĐCK I ) ( zđ = 71 răng ( lđ = 1114,7 mm Từ lđ tính lại khoảng cách trục a theo công thức 4.6 TKHDĐCK I : a =
=
= 356,97 mm. Trong đó: ( = lđ - p(z1 + z2)/2 = 1114,7 – 15,71(24 + 27)/2 = 714,095. ( = m(z1 + z2)/2 = 5(27 -24)/2 = 7,5 Đường kính vòng chia các bánh đai: d1 = m.z1 = 5.24 = 120 mm. d2 = m.z2 = 5.27 = 135 mm. Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = m.z1 – 2.( = 5.24 – 2.0,8 = 118,4 mm. da2 = m.z1 – 2.( = 5.27 – 2.0,8 = 133,4 mm. Số răng đồng thời ăn khớp trên bánh đai nhỏ: z0 = z1.
= 24.
= 12 răng. trong đó: (1 = 1800 – [m(z2 – z1)/a].57,30 = 180 – [5.(27 - 24)/356,97].57,3 = 177,590. KIỂM NGHIỆM ĐAI VỀ LỰC VÒNG RIÊNG: q = Ft.Kđ/b + qm.v2 ( [q] Trong đó: Ft – lực vòng [N], được xác định theo công thức: Ft = 1000.N1/v = 1000.13/9,54 = 1362,7 N. v =
=
= 9,54 m/s; Kđ : Hệ số tải trọng động tra theo bảng 4.7 TKHDĐCK I, Kđ = 1; qm: khối lượng 1 mét đai có chiều rộng 1 mm, trị số của qm tra theo bảng, qm = 0,0075kg/(m, mm). Hệ số tải trọng động Kđ = (tra theo bảng 4.7 – TKHDĐCK I ) V – vận tốc vòng m/s. [q] = [q0].Cz.Cu = 35.1.1 = 35 [q0] – Lực vòng riêng N/mm, được xác định bằng thực nghiệm ứng với đai có tỉ số truyền u ( 1; số bánh đai là 2 và số răng đai đồng thời ăn khớp trên bánh đai nhỏ z0 ( 6, trị số của q0 cho trong bảng 4.31 TKHDĐCK I, q0 = 35; Cz – Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đồng thời ăn khớp, xác định theo bảng(trang 71 – TKHDĐCK I ); Cz = 1; Cu – Hệ số kể đến ảnh hưởng của truyền động tăng tốc:Cu = 1; q = Ft.Kđ/b + qm.v2 = 1362,7.1/40 + 0,0075.9,542 = 34,75 ( [q] = 35. CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG: Mô tả thông số, tên gọi, thứ nguyên  Ký hiệu  Giá trị   Mô đun [mm]  m  5   Bước đai [mm]  p  15,71   Chiều rộng bánh đai [mm]  b  40   Chiều dày răng nhỏ nhất [mm]  s  5.0   Chiều cao răng [mm]  H  3.5   Chiều dày đai [mm]  H  6.5   Chiều dày từ đáy răng tới lớp chịu tải [mm]  (  0.8   Góc prôfin răng [o]  (  40   Bán kính góc lượn của răng  R1  1.5    R2  1.2   Số răng của bánh đai nhỏ  Z1  24   Số răng của bánh đai lớn  Z2  27   Đường kính vòng tròn chia [mm]  dc1  120.5 (120)    dc2  135.5 (135)   Đường kính vòng tròn đáy [mm]  dđ1  117.5    dd2  132.5   Đường kính vòng tròn đỉnh [mm]  dđ1  127.5    dđ2  132.5   B.TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: Các thông số đầu vào của bộ truyền bánh răng: Công suất truyền dẫn P1 = 13 kw Tỉ số truyền i = 1; 1/ 2,45452 I. TÍNH TOÁN CÁC CẶP BÁNH RĂNG Ở NGOÀI HỘP: Các cặp bánh răng ở ngoài hộp tốc độ bao gồm 1 cặp bánh răng thẳng và một cặp bánh răng côn. Cặp bánh răng thẳng có tỉ số truyền u = 1, m = 2, z = 55 nhằm truyền động cho trục phay nằm ngang.Cặp bánh răng côn dùng để truyền động cho trục phay đứng có có tỉ số truyền u = 1,m = 2.5, z = 34. I.1. TÍNH CẶP BÁNH RĂNG TRỤ I.1.1. Chọn vật liệu: Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng. Như vậy chọn loại vật liệu là tuỳ thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước phải gọn hay không?… Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25X(T(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Cr = 1.0% %Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất khác). Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn: Độ rắn: 57 ( 63 HRC Giới hạn bền: (b = 1150 MPa. Giới hạn chảy: (ch = 950 MPa. I.1.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [(H] và ứng suất tiếp xúc cho phép [(H] được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ): [(H] =
.ZR.ZV.KxH.KHL. [(F] =
.YR.YS.KxF.KHL.KFc. Trong đó các thông số được xác định như sau: (0Hlim và (0Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2. ( (0Hlim1=(0Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và ( (0Flim1= (0Flim2= 750 MPa (với 60HRC) SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có: (SH = 1,2 và SF = 1,55. ZR: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng. Zv: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. ( Khi tính toán sơ bộ thì ZR. Zv. KxH = 1 YZ: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng. YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn. ( Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS. KxF = 1 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ( 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350). ( KFC = 0,8 KHL và KFL: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau: KHL =
và KFL =
Trong đó: mH và mF: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6 và mF = 9 khi HB > 350. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; NHO = 30.HB2,4 = 30.6052,4 = 142,3.106. NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.106, đối với tất cả các loại thép. NHE và NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương; coi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh; NHE = NFE = 60.c.n.t( c : số lần ăn khớp trong một vòng quay;c = 1; n : số vòng quay trong một phút; ntốc độ cao = 1498 vòng/phút; ntốc độ thấp = 542 vòng/phút; t( : tổng số giờ của bánh răng đang xét: t( = 54 000 h; ( NHE tốc độ cao = NFE = 60.c.n.t( = 60.1.998.54000 = 4854.106 > NHO ( NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.t( = 60.1.165.54000 = 1756.106 > NHO theo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO) NFE = NFO (khi NFE > NFO) ( KHL = KFL = 1 Từ các thông số trên ta tính được [(H] và [(F]: [(H] =
KHL = 1380.
= 1150 MPa. [(F] =
KFC.KFL = 750 .
= 342,86 MPa. I.1.3. Xác định các thông số bộ truyền: I.1.3.1. Xác địnhkhoảng các trục aw: a( = Ka (u ( 1)
Trong đó: Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo 6.5 TKHDĐCK I, Ka = 49,5 MPa1/3(thép – thép, răng thẳng). [(H]: ứng suất tiếp xúc cho phép, tính ở phần trước, [(H] = 1150 MPa. (ba = b(/a( - hệ số ảnh hưởng đến chiều rộng vành răng = 0,2 ( 0,25. KH( - hệ số kể đến sự phối hợp không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc; theo bảng 6.7 TKHDĐCK I; (bd =0,53(ba(u ( 1) = 0,53.0,2(1+1) = 0,212 ( KH( = 1,01; T: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động: T = 9,55.106.P/n với đường truyền tốc thấp:T = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm ( a( = Ka (u ( 1)
= 49,5.(1+1)
= 124.26 mm. với đường truyền tốc cao: T = 9,55.106.13.0,96/(1498/1,125) = 89507 Nmm. ( a( = Ka (u ( 1)
= 49,5.(1+1)
= 73.55 mm Chọn theo dãy tiêu chuẩn và theo máy đã nghiên cứu: a( = 110 mm. I.1.3.2. Xác định các thông số bộ truyền: Theo 6.17 TKHDĐCK I, m = (0,01 ( 0,02)a( = 0,11 ( 0,22 mm. ( chọn m = 2 Xác định số răng z1: Z1 =
=
= 55 răng. Z1 = Z2 = 55 răng; Tính lại khoảng cách trục a( = (z1 + z2)m/2 = (55 + 55)2/2 = 110 mm. I.1.3.3. Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc: Phép tính kiểm nghiệm nói chung được tiến hành khi đã biết các thông số của bộ truyền và điều kiện làm việc. Ở đây yêu cầu xác định với độ xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền, nhờ đó người thiết kế có thể thay đổi một vài kích thước yêu cầu. Theo 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: (H = ZM.ZH.Z(
Trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM tra trong bảng 6.5; ZM = 274 MPa1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
=
= 1,764 Trong đó: (Các công thức lấy theo bảng 6.11 – TKHDĐCK I ) + (b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg(b = cos(t.tg( = cos200.tg00 = 00 với: (t = arctg(tg(/cos() = arctg(tg200/cos00) = 200 + (tw = arctg(tg(/cos() = 200 Z( - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, xác định như sau: + (( = bwsin(/(m.() = 0 + (( =
với: (( = hệ số trùng khớp ngang. db là đường kính hình trụ cơ sở; db1= db2 = dcos(t = 2.55.cos200 da1 là đường kính đỉnh răng; da1 = da2 = 2.55 + 2.2 = 114. ( (( =
1.771 với (( = 0 ( Z( =
=
= 0.861 KH- hệ số tải trọng động khi tính đến tiếp xúc; KH = KH(.KH(.KHv = 1,01.1.1,04 = 1,05 + KH: Hệ số tải trọng động; + KH(: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ( KH( = 1,01 + KH(: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của KH( = 1 đối với răng thẳng. + KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv tính theo công thức hoặc tra bảng P2.3 TKHDĐCK I , KHv = 1.04 T – mômen xoắn trên trục chủ động; T = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm U – tỉ số truyền; u = 1 b( - chiều rộng vành răng; b( = (ba.a( = 0,2.110 = 22 mm. (H = 274.1,764.0,861.
= 1189 MPa ( [(H] = 1150 MPa. Vậy ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng bánh răng theo công thức sau: bw = (ba.aw.((H/[(H])2 = 0,2.110.(1189/1150)2 = 23 mm là đủ bền nhưng theo máy đã nghiên cứu ta chọn chiều rộng vành răng bằng 35 mm. I.1.3.4. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép: (F1 = 2.T1.KF.Y(.Y(.YF1/(bw.dw1.m) ( [(F1] (F2 = (F1.YF2/YF1 ( [(F2] Trong đó: T1 : mô men xoắn trên bánh chủ động; T = 9,55.106.13.0,96.0,982/(998/2,45452.1,125) = 517889 Nmm m : mô đun pháp; m = 2 mm. bw : chiều rộng vành răng; bw = 35 mm. dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 110 mm. Y( : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với (( là hệ số trùng khớp ngang tính theo 6.38 TKHDĐCK I ; Y( =
=
= 0,565 Y(: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (( = 0), Y( =1; YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương, số răng dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18. YF1 = YF2 = 3.635 KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF(. KF(. KFv = 1,01.1.1 = 1,01 Với: + KF(: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 hoặc tra trực tiếp từ bảng phụ lục 2.3; KF( = 1,01. + KF(: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với răng thẳng KF( = 1; + KFv: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: KFv = 1 +
=1 +
= KFv = 1. Với: (F =
=
=0,116 Trong đó các hệ số (F và g0 tra bảng 6.15 và 6.16, v tính theo công thức 6.40 TKHDĐCK I: v =
=
= 76.69 [(F1], [(F2] – ứng suất uốn cho phép của răng 1 và 2, xác định theo công thức (6.2), (6.4), (6.6) và (6.8). (F1 = 2.T1.KF.Y(.Y(.YF1/(bw.dw1.m) =
= 279 < [(F1] = 342 I.1.3.5. Kiểm nghiệm theo độ bền quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại. Để tránh biến dạng dư hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực đại (Hmax không được vượt quá giá trị cho phép: (Hmax = (H.
( [(Hmax] Trong đó: (H được xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và [(Hmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I. [(Hmax] = 40HRC = 40.63 = 2520 Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại (Fmax tại mặt lượn không được vượt quá một giá trị cho phép: (Hmax = (F.Kqt ( [(Fmax] Trong đó: (F được xác định theo công thức 6.43 và 6.44 TKHDĐCK I và [(Hmax] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I. [(Fmax] = 2,8.(ch = 2,8.950 = 2660. I.1.3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền: Thông số  Kí hiệu và công thức tính  Kết quả   Khoảng cách trục  aw  110 mm   Mô đun pháp  mn  2 mm   Chiều rộng vành răng  bw  35(40 mm   Tỉ số truyền  i  1   Góc nghiêng của răng  (  0   Số răng của các bánh răng  Z1  55 mm   Hệ số dịch chỉnh  Z2  55 mm   Đường kính vòng chia  dc  110 mm   Đường kính vòng đỉnh  da  114 mm   Đường kính vòng chân  df  105 mm   I.2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN: Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn được dùng để lắp đầu phay đứng có hướng vuông góc với trục chính nằm ngang. Bộ truyền bánh răng côn có tỉ số truyền i = 1, mô đun = 2,5, các thông số đầu vào để tính toán bộ truyền bánh răng côn của cụm trục chính: N = 13 kw; n = 1498 vòng/phút. I.2.1. Xác định các ứng suất cho phép: I.2.1.1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25X(T(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Cr = 1.0% %Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất khác). Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn: Độ rắn: 57 ( 63 HRC Giới hạn bền: (b = 1150 MPa. Giới hạn chảy: (ch = 950 MPa. I.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [(H] và ứng suất tiếp xúc cho phép [(H] được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ): [(H] =
.ZR.ZV.KxH.KHL. [(F] =
.YR.YS.KxF.KHL.KFc. Trong đó các thông số được xác định như sau: (0Hlim và (0Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2. ( (0Hlim1=(0Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và ( (0Flim1= (0Flim2= 750 MPa (với 60HRC) SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có: (SH = 1,2 và SF = 1,55. ZR: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng. Zv: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. ( Khi tính toán sơ bộ thì ZR. Zv. KxH = 1 YZ: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng. YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn. ( Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS. KxF = 1 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ( 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350). ( KFC = 0,8 KHL và KFL: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau: KHL =
và KFL =
Trong đó: mH và mF: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6 và mF = 9 khi HB > 350. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; NHO = 30.HB2,4 = 30.6052,4 = 142,3.106. NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.106, đố