Bài tập nguyên lý chi tiết máy spkt năm 2024

Công trình này công bố kết quả nghiên cứu cấu trúc, độ bền và bản chất liên kết hóa học của các cluster silic pha tạp Si2M với M là một số kim loại hóa trị I bằng phương pháp phiếm hàm mật độ tại mức lý thuyết B3P86/6-311+G(d). Theo kết quả thu được, đồng phân bền của các cluster pha tạp Si2M có cấu trúc tam giác cân, đối xứng C2v và tồn tại hai trạng thái giả suy biến có cùng độ bội spin (A1 và B1). Kết quả thu được cho thấy liên kết Si-M được hình thành chủ yếu từ sự chuyển electron từ AO-s của các nguyên tử Li, Na, K, Cu, Cr sang khung Si2 và sự xen phủ của các AO-d của nguyên tử Cu, Cr với AO của khung Si2. Kết quả nghiên cứu các cluster Si2M (M là Li, Na, K, Cu, Cr) cho ra kết luận rằng cluster Si2Cr là bền nhất.

2- bai giang he banh rang.pdf

2- bai giang truyen dong dai.pdf

2-bài giang- truyen dong xich.pdf

bg_c07_td xich_2014.pdf

bg_c08_td br_2014.pdf

bg_c09_td tv_2014.pdf

bg_c10_td vit dai oc_2014.pdf

bg_c11_truc_2014.pdf

bt nl-ctm_chap_10.pdf

catalog-motor-abb-1.pdf

chapter 1 introduction.pdf

bảng số liệu btl 2020.pdf

de 1 btl_dh_2020.pdf

de 2 btl_dh_2020.pdf

de 3 btl_dh_2020.pdf

de 4 btl_dh_2020.pdf

de 5 btl_dh_2020.pdf

mini_project_tmmp.pdf

mini_project_tmmp_data.pdf

da- tmmp230220-12-2018 nlctm.pdf

de thi nlctm memd230323.pdf

de thi tmmp230220- nguyen ly chi tiet may (1).pdf

de thi tmmp230220- nlctm.pdf

• 1. SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY BÀI TẬP LỚN NGUYÊN LÝ - CHI TIẾT MÁY GVHD: Nguyễn Phan Anh SVTH: Ngô Gia Bảo MSSV: 22143178
• 2. học:TS. Nguyễn Phan Anh Sinh viên thực hiện: Ngô Gia Bảo MSSV: 22143178 Phương án 01 F(N) 1500 V(m/s) 1 D(mm) 200 Số năm a (năm) 5 Số ngày (ngày/năm) 300 Số ca (ca/ngày) 2 Số giờ (giờ/ca) 8 Ghi chú: Độ lệch cho phép đối với vận tốc xích tải  = 3%
• 3. Nối trục đàn hồi 3: Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng 4: Bánh răng trụ răng thẳng 5: Đường ray 6: Bánh xe
• 4. CƠ ĐIỆN VÀ TST ....................................................................................................5 1. Chọn động cơ.........................................................................................................................5 2. Phân phối tỉ số tuyền: ............................................................................................................6 TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG .............................................8 1. Chọn vật liệu: ..................................................................................................................................8 2. Xác định ứng suất cho phép...........................................................................................................8 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ ........................................................9 4. Xác định các thông số ăn khớp ....................................................................................................11 5. Xác định chính xác ứng suất cho phép........................................................................................12 6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng .............................................................................................13 a. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc..................................................................................................13 b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.........................................................................................................16 7. Xác định các thông số khác của bộ truyền và kiểm nghiệm răng về quá tải...........................17 8. Các thông số và kích thước bộ truyền.........................................................................................18 9. Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng ...............................................................................19 TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG................................................20 1. Thông số đầu vào ..........................................................................................................................20 2. Trình tự tính toán .........................................................................................................................20 2.1. Chọn vật liệu bánh răng.......................................................................................................20 2.2. Xác định ứng suất cho phép.................................................................................................21 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.........................................................................................23 2.4. Xác định thông số ăn khớp, Mô-đun:..................................................................................24 2.5. Xác định số răng và góc nghiêng. ........................................................................................24 2.6. Xác định góc ăn khớp ...........................................................................................................25 2.7. Kiểm nghiệm độ bền uốn......................................................................................................29 2.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải...............................................................................................32 2.9. Các thông số khác của bánh răng........................................................................................33 3. Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng.............................................................................33
• 5. ĐIỆN VÀ TST 1. Chọn động cơ - Công suất trên cầu trục P = 𝐹𝑣 1000 = 1500𝑥1 1000 = 1.5(𝑘𝑊) Công suất tĩnh: Pt = P (tải trọng tĩnh) - Hiệu suất tải của bộ truyền η = η01 η12 η23 = ηbr1 ηbr2 ηổl ηổtr ηk = 0,96. 0,93. 0,992 . 0,98 =0,858 Trong đó : ηbr1 = 0,96 hiệu suất 1 cặp bánh răng ( Kín ) ηbr2 = 0,93 hiệu suất 1 cặp bánh răng ( Hở ) ηk = 1 hiệu suất khớp nối ηổl = 0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηổtr = 0,98 hiệu suất 1 cặp ổ trượt (Tra giá trị từ bảng 2.1 ) - Công suất yêu cầu trên trục động cơ Pct = 𝑃 𝜂 = 1.5 0,858 1.748 (𝑘𝑊) - Số vòng quay trên trục công tác là 𝑛𝑙𝑣 = 60000𝑣 𝜋𝐷 = 60000.1 𝜋. 200 = 95.5 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) - Hệ số truyền động cơ khí có bánh ma sát và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng và bánh răng thẳng, theo bảng TST 2.2 ta chọn: 𝑢𝑛 = 𝑢𝑏𝑟2 = 4, 𝑢ℎ = 𝑢𝑏𝑟1 = 4 𝑢𝑠𝑏 = 𝑢𝑛. 𝑢ℎ = 16 - Số vòng quay sơ bộ 𝑛𝑠𝑏 = 𝑢𝑠𝑏. 𝑛𝑙𝑣 = 16. 95.5 = 1528(𝑣𝑔/𝑝ℎ)
• 6. điện phải thỏa mãn điều kiện: 𝑃đ𝑐 > 𝑃𝑐𝑡 𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏 Tra phục lục P1.3, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc 50Hz loại 3K112Sa4 có 𝑃đ𝑐 = 2.2𝑘𝑊, 𝑛đ𝑐 = 1435 𝑣𝑔/𝑝ℎ, 𝑇𝑘𝑑 𝑇𝑑𝑑 = 2, η= 85% 2. Phân phối tỉ số tuyền: - Tỉ số truyền chung 𝑢 = 𝑛đ𝑐 𝑛𝑙𝑣 = 1435 95.5 = 15,03 - Chọn trước tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc 𝑢𝑏𝑟1 = 𝑢ℎ = 4 - Tính tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc (Tỉ số truyền cầu trục) 𝑢𝑛 = 𝑢 𝑢ℎ = 15,03 4 = 3,76 - Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền 𝛥𝑢 = |𝑢𝑡 − 𝑢| 𝑢𝑡 = |𝑢𝑛. 𝑢ℎ − 𝑢| 𝑢𝑛. 𝑢ℎ = |3,76.4 − 15,03| 3,76.4 = 0,07% < 4%
• 7. sai số cho phép về tỉ số truyền - Tính số vòng quay trên các trục Trục 1 𝑛1 = 𝑛đ𝑐 𝑢𝑘 = 1435 1 = 1435(𝑣/𝑝) Trục 2 𝑛2 = 𝑛1 𝑢𝑏𝑟1 = 1435 4 = 359(𝑣/𝑝) Trục làm việc 𝑛𝑙𝑣 = 𝑛2 𝑢𝑛 = 359 3,76 = 95,5 (v/p) - Tính công suất trên các trục Trục 3 𝑃𝑙𝑣 = 𝑃 = 1.5(𝑘𝑊) Trục 02 𝑃2 = 𝑃𝑙𝑣 𝜂ô𝑡𝑟 = 1.5 0.98 = 1,53(𝑘𝑊) Trục 01 𝑃1 = 𝑃2 𝜂𝑏𝑟2𝜂ô𝑙 = 1,53 0,93.0,99 = 1,66(𝑘𝑊) Trục động cơ 𝑃đ𝑐 = 𝑃1 𝜂ô𝑙.𝜂𝑘.𝜂𝑏𝑟1 = 1,66 0,99.1.0.96 = 1,747 (𝑘𝑊) - Tính mômen xoắn trên các trục Trục động cơ 𝑇đ𝑐 = 9,55.106.𝑃đ𝑐 𝑛đ𝑐 = 9,55.106.1,747 1435 = 11626,4 (𝑁𝑚𝑚) Trục 01 𝑇1 = 9,55.106.𝑃1 𝑛1 = 9,55.106.1,66 1435 = 11047,4 (𝑁𝑚𝑚) Trục 02 𝑇2 = 9,55.106.𝑃2 𝑛2 = 9,55.106.1,53 359 = 40700,6(𝑁𝑚𝑚) Trục làm việc 𝑇3 = 9,55.106.𝑃𝑙𝑣 𝑛𝑙𝑣 = 9,55.106.1,5 95,5 = 150000(𝑁𝑚𝑚) - Bảng hệ thống số liệu Trục Thông Số Động cơ I II III(Làm việc/công tác) u 𝑢𝑛𝑡 = 1 𝑢ℎ = 4 𝑢𝑛 = 3,76 n(v/p) 1435 1435 359 95,5 P(kW) 1,747 1,66 1,53 1,5 T(Nmm) 11626,4 11047,4 40700,6 150000
• 8. ĐỘNG BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG Thông số đầu vào: Công suất của động cơ 𝑃1 = 1,66 𝑘𝑊 ( bánh răng 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼) Tốc độ quay của bánh răng dẫn : 𝑛1 = 1435 𝑣/𝑝ℎ Tỉ số truyền u : 𝑢 = 𝑢n = 3,76 Mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn: 𝑇1 = 11047,4 (N.mm) + Thời gian làm việc L: L = 5 năm 1. Chọn vật liệu: Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, 𝐻𝐵 = 241 ÷ 285 ,𝜎𝑏1 = 850 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ1 = 580 𝑀𝑃𝑎, HB1 = 250 Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, 𝐻𝐵 = 192 ÷ 240 ,𝜎𝑏2 = 750 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ2 = 450 𝑀𝑃𝑎, HB2 = 235 2. Xác định ứng suất cho phép Tra bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện 𝐻𝐵 = 181 ÷ 350, ta có: 𝑆𝐻 = 1,1, 𝑆𝐹 = 1,75, 𝜎0 𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2. 𝐻𝐵1 + 70, 𝜎0 𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8. 𝐻𝐵1 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250; độ rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó: - Bánh dẫn 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 1 = 2. 𝐻𝐵1 + 70 = 2.250 + 70 = 570(𝑀𝑃𝑎) 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 1 = 1,8. 𝐻𝐵1 = 1,8.250 = 450(𝑀𝑃𝑎) - Bánh bị dẫn 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 2 = 2. 𝐻𝐵1 + 70 = 2.235 + 70 = 540(𝑀𝑃𝑎) 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 2 = 1,8. 𝐻𝐵2 = 1,8.235 = 423(𝑀𝑃𝑎) 𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐻𝐵2 2,4 = 30. 2352,4 = 14,7. 106 Tổng số giờ làm việc của bánh răng: 𝑡𝛴 = 2 . 8 . 300. 5 = 24000 giờ -Số chu kì chịu tải: 𝑁𝐻𝐸1 = 𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐𝑛1𝑡𝛴 = 60.1.1435.24000 = 2066,4.106 𝑁𝐻𝐸2 = 𝑁𝐹𝐸2 = 60𝑐𝑛2𝑡𝛴 = 60.1.359.24000 = 516,96.106 Theo công thức 6.5 : NF0= 4.106 , 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐻𝐵 2,4 , ta có:
• 9. 30. 2502,4 = 17,1. 106 𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐻𝐵2 2,4 = 30. 2352,4 = 14,71. 106 - Hệ số tuổi thọ: - 𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐻𝐿1 = 1 - Tương tự, ta có 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐻𝐿2 = 1 - Vậy, theo 6.1 xác định được ứng suất cho phép: [𝜎𝐻1] = 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 1 𝑆𝐻1 . 𝐾𝐻𝐿1 = 570 1,1 . 1 = 518,18(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐻2] = 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 2 𝑆𝐻2 . 𝐾𝐻𝐿2 = 540 1,1 . 1 = 490,9(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹1] = 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 1 𝑆𝐹1 . 𝐾𝐹𝐿1 = 450 1,75 . 1 = 257,14(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹2] = 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 2 𝑆𝐹2 . 𝐾𝐹𝐿2 = 423 1,75 . 1 = 241,71(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐻]sb = [𝜎𝐻1]+[𝜎𝐻2] 2 = 518,18+490,9 2 = 504,54 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất quá tải cho phép được xác định theo (6.13) và (6.14) [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8 . 450 = 1260 𝑀𝑃a [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 . 580 = 464 𝑀𝑃a [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 . 450 = 360 𝑀𝑃a 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ
• 10. √ 𝑇1𝐾𝐻𝛽 [𝜎𝐻]𝑠𝑏2.𝑢𝑏𝑟.ψba 3 = 43.(4+1). √ 11047,4.1,05 504,542.4.0,4 3 = 65,6 ( mm) Chọn awsb = 65 mm Trong đó: 𝐾𝑎 = 43 (Tra bảng 6.5 bộ truyền bánh răng nghiêng bằng thép) ubr = 4 T1 = 11047,4 (𝑁. 𝑚𝑚) ψba = 0,4 ( Tra bảng 6.6, đối xứng) ψbd = 0,53. ψba .(ubr+1) = 0,53.0,4.(4+1) = 1,06 Tra bảng 6.7 với ψbd = 1,06, suy ra được 𝐾𝐻𝛽 = 1,05
• 11. các thông số ăn khớp Tính chọn mô đun m: M= (0,01÷0,02).aw = 0,65÷1,3 Chọn m = 1,25 (Tra bảng 6.8) - Xác định số răng + Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10°
• 12. = 2.𝑎𝑤.𝑐𝑜𝑠β (𝑢𝑏𝑟+1).𝑚𝑛 = 2.65.𝑐𝑜𝑠10 (4+1).1,25 = 20 Chọn Z1 = 20 + Tính Z2 = ubr. Z1 = 4.20 = 80 - Tỉ số truyền thực: ut = 𝑍2 𝑍1 = 80 20 = 4 = ubr Sai lệch tỉ số truyền Δu=0% < 4% - Xác định góc nghiêng của răng cos β = 𝑚𝑛.(𝑍1+𝑍2) 2.𝑎𝑤 = 1,25.(20+80) 2.65 = 0,96  β = 15,74° - Xác định góc ăn khớp 𝛼t = 𝛼tw = tan-1 ( 𝑡𝑎𝑛𝛼 cos β ) = tan-1 ( tan20 0,96 ) = 20,71° - Góc nghiêng răng trên trục cơ sở βb = tan-1 (cos 𝛼t.tan β) = tan-1 (cos(20,71°).tan(15,74°)) = 14,77° 5. Xác định chính xác ứng suất cho phép - Xác định đường kính vòng lăn dw1 = 2.𝑎𝑤 𝑢𝑡+1 = 2.65 4+1 = 26 (mm) dw2 = 2aw - dw1 = 2.65 – 26 = 104 (mm) - Vận tốc vòng của bánh răng trụ nghiêng: V = 𝜋.𝑑𝑤1.𝑛1 60000 = 𝜋.26.1435 4+1 = 1,95 (m/s) - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎𝐻] =[𝜎𝐻]sb.ZR.ZV.KxH = 504,54.1.1.1 = 504,54 (MPa)
• 13. số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt làm việc: ZR = 1 (Với Ra = 1,25÷0,63 μm ) Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng: ZV = 0,85.v0,1 =0,85.1,950,1 =1 (HB <350) Hệ số ảnh hưởng của kích thước của bánh răng: KxH = 1 Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: YR = 1 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất: YS = 1,08 – 0,0695ln(mn) = 1,08 – 0,0695ln(1,25) = 1,06 Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn: KxF=1 - Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹1] = 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 1 𝑆𝐹1 . 𝐾𝐹𝐿1. YR.YS.KxF = 257,14.1.1,06.1 = 272,57 (MPa) [𝜎𝐹2] = 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 2 𝑆𝐹2 . 𝐾𝐹𝐿2. YR.YS.KxF = 241,71.1.1,06.1 = 256,21 (MPa) 6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu ZM : 274 MPa1/3 ( Tra bảng 6.5) - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = √ 2.𝑐𝑜𝑠β𝑏 sin(2.𝑎𝑡𝑤) = √ 2.cos(14,77) sin(2.20,71) = 1,7 - Hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88 - 3,2.( 1 𝑍1 + 1 𝑍2 )].cos β = [1,88 – 3,2.( 1 20 + 1 80 ).cos(15,74)= 1,62 - Xác định chiều rộng vành răng: bw = ψba .aw = 0,4.65 = 26 (mm) - Hệ số trùng khớp dọc: εβ = 𝑏𝑤.sinβ 𝑚𝑛.𝜋 = 26.sin(15,74) 1,25.𝜋 = 1,8 > 1 - Hệ số trùng khớp của răng:
• 14. √ 1 1,7 = 0,77 - Xác định hệ số tải trọng KH: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,05.1,13.1,03=1,22 + Trong đó: Với vận tốc vòng v = 1,95 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng là 9, tra bảng 6.7, 6.13 ,6.14 và phụ lục 2.3 ta được: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp KHα =1,13 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHβ =1,05 Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1,01
• 15.
• 16. độ bền tiếp xúc: 𝜎𝐻 = ZM.ZH. Zε. √ 2.T1.K𝐻.(u𝑡+1) 𝑏𝑤.u𝑡.d²𝑤1 = 274.1,7.0,77. √ 2.11047,4 .1,22.(4+1) 26.4.26² = 496,6 (MPa)  𝜎𝐻 < [𝜎𝐻] =504,54 MPa  Kiểm tra : [𝜎𝐻]−𝜎𝐻 [𝜎𝐻] = 504,54−496,6 504,54 = 1,57 % < 10%  Thỏa mãn độ bền tiếp xúc b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn - Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn KF KF = KFβ.KFα.KFv = 1,1.1,37.1,07=1,61 + Trong đó: Với vận tốc vòng v = 1,95 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng là 9, tra bảng 6.7, 6.13 ,6.14 và phụ lục 2.3 ta được: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn KFα =1,37 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KFβ=1,1 Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1,07 - Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε Yε = 1 εα = 1 1,7 = 0,59 - Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ = 1- β 140 = 1- 15,74 140 = 0,89 - Xác định số răng tương đương: ZV1 = Z1 (cosβ)³ = 20 (cos15,74)³ = 22,43 ZV2 = Z2 (cosβ)³ = 80 (cos15,74)³ = 89,72
• 17. 6.18 theo số răng tương đương ZV1, ZV2 và hệ số dịch chỉnh x1=x2=0, ta được hệ số dạng răng YF1 =4, YF2 =3,61 - Kiểm nghiệm về đồ bền uốn: 𝜎𝐹1 = 2.𝑇1.𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1 𝑏𝑤.𝑚𝑛.𝑑𝑤1 = 2.11047,4.1,61.0,59.0,89.4 26.1,25.26 = 88,42 (MPa) 𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1.𝑌𝐹2 𝑌𝐹1 = 88,42.3,61 4 = 79,8 (MPa) 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1] = 272,57; 𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2] = 256,21 Răng thỏa mãn độ bền uốn 7. Xác định các thông số khác của bộ truyền và kiểm nghiệm răng về quá tải - Đường kính đỉnh răng: da1= dw1 + 2mn = 26 + 2.1,25 = 29 (mm) da2= dw2 + 2mn = 104 + 2.1,25 = 107 (mm) - Đường kính đáy răng: df1= dw1 – 2,5mn = 26 – 2,5.1,25 = 22,875 (mm) df2= dw2 – 2,5mn = 104 – 2,5.1,25 = 100,875 (mm) - Chiều cao đỉnh răng ha = mn = 1,25 (mm) - Chiều cao chân răng hf = 1,25. mn=1,25.1,25 = 1,5625(mm) - Chiều cao răng h= ha + hf = 1,25 + 1,5625 = 2,8125 (mm) - Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2.𝑇1 𝑑𝑤1 = 2.11047,4 26 = 849,8 (N) - Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = 𝐹𝑡1.tan𝑎𝑡𝑤 cosβ = 849,8.tan(20,71) cos(15,74) = 333,8 (N)
• 18. trục: Fa1= Fa2 = Ft1.tanβ= 849,8.tan(15,74) = 239,5 (N) - Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 với 𝑘𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 1 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện: 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻√𝑘𝑞𝑡 = 496,6. √1 = 496,6 < 1260 = [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức 6.48: 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1√𝑘𝑞𝑡 = 88,42. √1 = 88,42 < 464 = [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2√𝑘𝑞𝑡 = 79,8. √1 = 79,8 < 360 = [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 Thỏa điều kiện cho phép 8. Các thông số và kích thước bộ truyền Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Khoảng cách trục 𝑎𝑤 65 mm Module 𝑚𝑛 1,25 mm Tỉ số truyền 𝑢𝑡 4 Chiều rộng vành răng b 26 mm Góc nghiêng 𝛽 15,74𝑜 độ Góc ăn khớp 𝛼𝑡𝑤 20,71𝑜 độ Số răng bánh nhỏ 𝑧1 20 Răng
• 19. lớn 𝑧2 80 Răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑1 26 mm Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑2 104 mm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 496,6 MPa 9. Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Công suất trục bánh răng dẫn 𝑃1 1,66 N Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛1 1435 Vòng/phút Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇1 11047,4 N.mm Tỷ số truyền u 4 Thời gian làm việc 𝐿ℎ 24000 Giờ Module pháp 𝑚𝑛 1,25 mm Khoảng cách trục 𝑎𝑤 65 mm Tỉ số truyền 𝑢𝑡 3,76 Chiều rộng vành răng b 26 mm Góc nghiêng 𝛽 15,74𝑜 độ Góc ăn khớp 𝛼𝑤𝑡 20,71𝑜 độ Số răng bánh nhỏ 𝑧1 20 Răng Số răng bánh lớn 𝑧2 80 Răng Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 𝑑𝑤1 26 mm Đường kính vòng lăn bánh lớn 𝑑𝑤2 104 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ 𝑑𝑎1 29 mm
• 20. đỉnh bánh nhỏ 𝑑𝑎2 107 mm Đường kính vòng đáy nhỏ 𝑑𝑓1 22,875 mm Đường kính vòng đáy lớn 𝑑𝑓2 100,875 mm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 496,6 MPa Lực tác ăn khớp Lực vòng 𝐹𝑡 849,8 N Lực hướng tâm 𝐹 𝑟 333,8 N Lực dọc trục 𝐹 𝑎 239,5 N TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 1. Thông số đầu vào + Công suất của động cơ: 𝑃2 = 1,53 𝑘𝑊 ( bánh răng 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 II ) + Tốc độ quay của bánh răng dẫn: n2 = 359 𝑣/𝑝ℎ. + Tỉ số truyền u: 𝑢 = 𝑢𝑛 = 3,76 + Mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn: 𝑇2 = 40700,6 (N.mm) + Thời gian làm việc 𝐿ℎ: 𝐿ℎ = 5 năm 2. Trình tự tính toán 2.1. Chọn vật liệu bánh răng - Tra bảng 6.1: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng
• 21. vật liệu cho bánh răng có thông số: Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền 𝜎𝑏 (Mpa) Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ (Mpa) Độ cứng HB Br dẫn C45 Tôi cải thiện 850 580 241 ÷ 285 Br bị dẫn C45 Tôi cải thiện 750 450 192 ÷ 240 2.2. Xác định ứng suất cho phép - Chọn độ cứng 𝐻𝐵1 ; 𝐻𝐵2: Tra bảng 6.2: với thép 45 tôi cải thiện 𝐻𝐵 = 181 ÷ 350, ta có: 𝑆𝐻 = 1,1, 𝑆𝐹 = 1,75, 𝜎0 𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2. 𝐻𝐵 + 70, 𝜎0 𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8. 𝐻𝐵
• 22. rắn bánh nhỏ HB1 = 250; độ cứng rắn bánh lớn HB2 = 235, khi đó: - Bánh dẫn: 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 1 = 2. 𝐻𝐵1 + 70 = 2.250 + 70 = 570(𝑀𝑃𝑎) 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 1 = 1,8. 𝐻𝐵1 = 1,8.250 = 450(𝑀𝑃𝑎) - Bánh bị dẫn: 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 2 = 2. 𝐻𝐵1 + 70 = 2.235 + 70 = 540(𝑀𝑃𝑎) 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 2 = 1,8. 𝐻𝐵2 = 1,8.235 = 423(𝑀𝑃𝑎) Theo công thức 6.5, 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐻𝐵 2,4 , ta có 𝑁𝐻𝑂1 = 30𝐻𝐻𝐵1 2,4 = 30. 2502,4 = 17,1. 106 𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐻𝐵2 2,4 = 30. 2352,4 = 14,7. 106 - Tổng số giờ làm việc của bánh răng: 𝑡𝛴 = 2 . 8 . 300. 5 = 24000 giờ Theo CT 6.6: 𝑁𝐻𝐸2 = 60𝑐𝑛𝑙𝑣𝑡𝛴 = 60 . 1 .95,5 . 24000 = 137,52.106 𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐𝑛2𝑡𝛴 = 60 . 1 .359 . 24000 = 550,08.106 Ta có: - 𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐻𝐿1 = 1 - 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 𝑑𝑜 đó 𝐾𝐻𝐿2 = 1 Vậy, theo 6.1 xác định được: [𝜎𝐻1] = ( 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 1 𝑆𝐻1 )𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻𝐾𝐻𝐿1 = 570 1,1 . 1.1 = 518,18(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐻2] = ( 𝜎0 𝐻 𝑙𝑖𝑚 2 𝑆𝐻2 )𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻𝐾𝐻𝐿2 = 540 1,1 . 1.1 = 490,91(𝑀𝑃𝑎)
• 23. = 1 - Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, do đó theo (6.12): [𝜎𝐻] = [𝜎𝐻1]+ [𝜎𝐻2] 2 = 518,18+490,91 2 = 504,55 (MPa) - Ta có: 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 => 𝑁𝐹𝐸1 = 281,85.106 ; 𝑁𝐹𝐸2 = 1127,4.106 Vì 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂 = 4. 106 do đó 𝐾𝐹𝐿2 = 1 . Tương tự 𝐾𝐹𝐿1 = 1. - Vì bộ truyền quay 1 chiều 𝐾𝐹𝐶 = 1, ta được: [𝜎𝐹1] = ( 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 1 𝑆𝐹1 ) . 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑦𝐹. 𝐾𝐹𝐶. 𝐾𝐹𝐿1 = 450 1,75 .1. 1 = 257,14 (MPa) [𝜎𝐹2] = ( 𝜎0 𝐹 𝑙𝑖𝑚 2 𝑆𝐹2 ) . 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑦𝐹. 𝐾𝐹𝐶. 𝐾𝐹𝐿2 = 423 1,75 .1. 1 = 241,71 (MPa) Trong đó: 𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑦𝐹 = 1 -Ứng suất quá tải cho phép: + [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2,8 . 𝜎𝑐ℎ2 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa) + [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 . 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 . 580 = 464 (MPa) + [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 . 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 . 450 = 360 (MPa) 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw = Ka.(ubr+1). √ 𝑇2𝐾𝐻𝛽 [𝜎𝐻]𝑠𝑏2.𝑢𝑏𝑟.ψba 3 = 49,5.(4+1). √ 40700,6.1,05 504,542.3,76.0,4 3 = 119,2 (mm) Chọn awsb = 125 mm Trong đó: 𝐾𝑎 = 49,5 (Tra bảng 6.5 bộ truyền bánh răng thẳng bằng thép) ubr = 3,76
• 24. (𝑁. 𝑚𝑚) ψba = 0,4 ( Tra bảng 6.6, không đối xứng) ψbd = 0,53. ψba .(ubr+1) = 0,53.0,4.(3,76+1) = 1,06 [𝜎𝐻] : ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ Tra bảng 6.7 với ψbd = 1,06, suy ra được 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 2.4. Xác định thông số ăn khớp, Mô-đun: - Xác định mô đun: 𝑚 = (0,01 ÷ 0,02). 𝑎𝑤 = (0,01 ÷ 0,02). 1,25 = 1,25 ÷ 2,5 - Dựa vào bảng trên, chọn mô đun: m = 2 2.5. Xác định số răng và góc nghiêng. Vì là bánh răng trụ răng thẳng => 𝛽 = 0𝑜 - Số răng bánh nhỏ: 𝑧1 = 2.𝑎𝑤. 𝑚.(𝑢+1) = 2 .125 2 .(3,76+1) = 26,3 răng => Chọn 𝑧1 = 26 răng - Ta có: 𝑧2 = u. 𝑧1 = 3,76. 26 = 97,76 răng => Chọn 𝑧2 = 98 răng - Tổng số răng: 𝑧𝑡 = 𝑧1 + 𝑧2 = 26 + 98 = 124 𝑟ă𝑛𝑔 - Tính lại khoảng cách trục:
• 25. 𝑧𝑡 2 = 2 . 124 2 = 124 (𝑚𝑚) => Chọn khoảng cách trục là: a = 125 mm - Tỷ số truyền thực tế: 𝑢𝑡 = 𝑧2 𝑧1 = 98 26 = 3,76 - Sai số tỷ số truyền: 𝛥𝑢 = |𝑢𝑡−𝑢| 𝑢 = |3,76−3,76| 3,76 = 0% < 4% (Thỏa mãn điều kiện) 2.6. Xác định góc ăn khớp - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 𝜎𝐻 : 𝜎𝐻 = 𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀√ 2𝑇2𝐾𝐻(𝑢 ± 1) 𝑏𝑤𝑢𝑑𝑤1 2 ≤ [𝜎𝐻] 𝒁𝑴 là hệ số phụ thuôc vật liệu chế tạo các BR (2 bánh răng bằng thép thì 𝒁𝑴 = 𝟐𝟕𝟒 (𝑴𝑷𝒂 𝟏/3 ) ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra ZH = √ 2.cos 𝛽𝑏 sin 2𝛼𝑡𝑤
• 26. arccos( 𝑎 .cos 𝛼𝑡 𝑎𝑤 ) = arccos ( 124 .cos 20𝑜 125 ) = 21,22𝑜 + cos 𝛽𝑏 = 1 => 𝛽𝑏 = 0𝑜 => ZH = √ 2.cos 0𝑜 sin( 2.21,22𝑜) = 1,72 Zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng - Ta có: + Hệ số trùng khớp dọc: 𝜀𝛽 = 𝑏𝑤 .sin 𝛽 𝜋 .𝑚 = 0,4 .160 .sin 0𝑜 𝜋 . 2 = 0 + Hệ số trùng khớp ngang: 𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 . ( 1 𝑧1 + 1 𝑧2 )] . cos 𝛽 = [1,88 − 3,2 . ( 1 26 + 1 98 )] . 1 = 1,72 - Với 𝜀𝛽 = 0 , nên : 𝑍𝜀 = √ 4 − 𝜀𝛼 3 = √ 4 − 1,72 3 = 0,87 KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHβ KHα KHv + KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành rang. + KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. + KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: Ta có: - đường kính vòng lăn bánh dẫn: 𝑑𝑤1 = 2 .𝑎𝑤 𝑢+1 = 2 . 124 3,76+1 = 52,1 ( 𝑚𝑚) - Tốc độ vòng của bảnh răng:
• 27. .𝑛2 60000 = 𝜋 . 52,1 . 359 60000 = 0,98 (m/s) Với v = (m/s) , theo bảng dưới chọn cấp chính xác Với v = 0,93 (m/s) và cấp chính xác là 9, ta chọn: 𝐾𝐻𝛼 = 1,13 𝑣à 𝐾𝐹𝛼 = 1,37 - 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 . 𝑔0 . 𝑣 . √ 𝑎𝑤 𝑢 = 0,004 . 73 . 0,98 . √ 124 3,76 = 1,64
• 28. 1 + 𝑣𝐻 . 𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1 2. 𝑇2 . 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 = 1 + 1,64 . (124.0,4). 52,1 2 . 40700,6 . 1,05 . 1,13 = 1,04 => KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1,13 . 1,04 = 1,23 Suy ra: 𝜎𝐻 = 𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀√ 2.𝑇2.𝐾𝐻.(𝑢±1) 𝑏𝑤.𝑢.𝑑𝑤1 2 = 274 . 1,72 . 0,87 . √ 2 .40700,6 .1,23 .(3,76+1) (124.0,4).3,76 .52,12 =417,7 (MPa) - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Với v = 0,93 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 đạt độ nhám 𝑅𝑧 = 10 ÷ 40 𝜇𝑚, do đó 𝑍𝑅 = 0,9 với 𝑑𝑎 < 700 𝑚𝑚 , 𝐾𝑥𝐻 = 1 => [𝜎𝐻] = [σH]ZRZVKxH = 504,55 . 0,9 . 1 .1 = 454,1 (𝑀𝑃𝑎) Ta có: [𝜎𝐻]−𝜎𝐻 [𝜎𝐻] . 100% = 454,1− 417,7 454,1 . 100% = 8 % ≤ 10 %
• 29. kiện) Như vậy [𝜎𝐻] = 417,7 𝑀𝑃𝑎 thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc 2.7. Kiểm nghiệm độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn được sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức: 𝜎𝐹1 = 2 . 𝑇2 . 𝐾𝐹. 𝑌𝜀. 𝑌 𝛽. 𝑌𝐹1 𝑏𝑤𝑑𝑤1 . 𝑚 ≤ [𝜎𝐹1] 𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1. 𝑌𝐹2 𝑌𝐹1 ≤ [𝜎𝐹2] Với : 𝜓𝑏𝑑 = 0,53 . 𝜓𝑏𝑎 . (𝑢 ± 1) = 0,53 . 0,4 . ( 4 + 1) = 1,06 tra bảng dưới, ta được: 𝐾𝐹𝛽 = 1,1
• 30. và cấp chính xác 9, ta chọn được: 𝐾𝐹𝛼 = 1,37 Theo công thức: 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 . 𝑔𝑜 . 𝑣 . √ 𝑎𝑤 𝑢 = 0,011 . 73 . 0,93 . √ 124 3,76 = 4,29
• 31. và 𝑔𝑜 được tra ở các sau: Do đó: 𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹 .𝑏𝑤 .𝑑𝑤1 2.𝑇2 .𝐾𝐹𝛽 .𝐾𝐹𝛼 = 1 + 4,29 . (124.0,4). 52,1 2 . 40700,6 .1,1 .1,37 = 1,09 Suy ra: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝛼 . 𝐾𝐹𝑣 = 1,1 . 1,37 . 1,09 = 1,64 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 𝑌𝜀 = 1 𝜀𝛼 = 1 1,72 = 0,58 - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 𝑌 𝛽 = 1 − 𝛽𝑜 140𝑜 = 1 − 0𝑜 140𝑜 = 1 - Số răng tương đương: + 𝑧𝑣1 = 𝑧1 cos3 𝛽 = 26 cos3 0𝑜 = 26 (răng) 𝑧𝑣2 = 𝑧2 cos3 𝛽 = 98 cos3 0𝑜 = 98 (răng) Theo bảng dưới ta được: 𝑌𝐹1 = 3,9 ; 𝑌𝐹2 = 3,6 (𝑣ớ𝑖 𝑥1 = 𝑥2 = 0)
• 32. 𝑚 = 2 𝑚𝑚 𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,03 𝑌𝑅 = 1 ; 𝐾𝑥𝐹 = 1 ( 𝑑𝑎 ≤ 400 𝑚𝑚) Ta được: [𝜎𝐹1] = [σF1]YRYSKxF = 257,14 . 1. 1. 1,03 . = 264,85 (𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹2] = [σF2]YRYSKxF = 241,71 .1. 1. 1,03 . = 248,96 (𝑀𝑃𝑎) Suy ra: 𝜎𝐹1 = 2 . 𝑇2 . 𝐾𝐹. 𝑌𝜀. 𝑌 𝛽. 𝑌𝐹1 𝑏𝑤𝑑𝑤1 . 𝑚 = 2 . 40700,6 .1,64 . 0,58 .1. 3,9 (124.0,4).52,1.2 = 58,43 ≤ [𝜎𝐹1] = 264,85 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1. 𝑌𝐹2 𝑌𝐹1 = 58,43 . 3,6 3,9 = 53,93 ≤ [𝜎𝐹2] = 248,96 𝑀𝑃𝑎 => Như vậy thỏa điều kiện bền uốn 2.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải Kiểm nghiệm răng về quá tải
• 33. tải: 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 1 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa mãn điều kiện : 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 . √𝐾𝑞𝑡 = 442,26 . √1 = 442,26 MPa < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1260 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹1 𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 . √𝐾𝑞𝑡 =152,83. √1 = 72,18 MPa < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 . √𝐾𝑞𝑡 =246,54. √1 = 66,63 MPa < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 360 𝑀𝑃𝑎 2.9. Các thông số khác của bánh răng Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Khoảng cách trục 𝑎𝑤 124 mm Module m 2 mm Tỉ số truyền 𝑢𝑡 3,76 Chiều rộng vành răng b 49,6 mm Góc nghiêng 𝛽 0𝑜 độ Góc ăn khớp 𝛼𝑤𝑡 21,22𝑜 độ Số răng bánh nhỏ 𝑧1 26 Răng Số răng bánh lớn 𝑧2 98 Răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ 𝑑1 52,1 mm Đường kính vòng chia bánh lớn 𝑑2 195,9 mm 3. Tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
• 34. bánh răng dẫn 𝑃2 1,53 kW Tốc độ quay của trục dẫn 𝑛2 359 Vòng/phút Mô men xoắn trên trục dẫn 𝑇2 40700,6 N.mm Tỷ số truyền u 3,76 Thời gian làm việc 𝐿ℎ 24000 Giờ Module m 2 mm Khoảng cách trục 𝑎𝑤 124 mm Tỉ số truyền 𝑢𝑡 3,76 Chiều rộng vành răng b 49,6 mm Góc nghiêng 𝛽 0𝑜 độ Góc ăn khớp 𝛼𝑤𝑡 21,22𝑜 độ Số răng bánh nhỏ 𝑧1 26 Răng Số răng bánh lớn 𝑧2 98 Răng Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 𝑑𝑤1 52,1 mm Đường kính vòng lăn bánh lớn 𝑑𝑤2 195,9 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ 𝑑𝑎1 56,1 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ 𝑑𝑎2 199,9 mm Đường kính vòng đáy nhỏ 𝑑𝑓1 47,1 mm Đường kính vòng đáy lớn 𝑑𝑓2 190,9 mm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng 𝜎𝐻 417,7 MPa Lực tác ăn khớp Lực vòng 𝐹𝑡 1562,4 N Lực hướng tâm 𝐹 𝑟 606,64 N
• 35.
• 36.