đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải như hình sau

Untitled TRƯỜNG ĐẠI HỌC CNGTVT KHOA CƠ KHÍ CỘNG HOÀ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc lập Tự do Hạnh phúc ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải như hình sau Trong đó 1 Động cơ điệ[.]

-ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải như hình sau:

Trong đó:

1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền ngoài; 3- Hộp giảm tốc; 4- Khớp nối; 5- Băng tải

Chế độ tải: T =T; T =0,9T; T =0,7T; t =20s; t =40s; t1 2 3 1 2 3=25s

Cho đường kính băng tải: D = 320 mm

Cho 1 năm làm việc 300 ngày và 1 ca làm việc 8h

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ

kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào thực tiễn Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lý, cơhọc lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, v.v , được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản xuất Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiếnthức cơ bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn

đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết

kế máy sau này

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của ngành cơ khí Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt là

Thầy Lưu Văn Anh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp sinh viên hoàn

thành tốt nhiệm vụ được giao

Hà Nội ngày … tháng … năm 2018

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Bá Hải

Mục lục

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 8

1.1Tính chọn động cơ điện 8

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ 8

1.1.2 Chọn công suất động cơ 9

1.1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ 9

Chọn động cơ thực tế 10

1.2 Phân phối tỷ số truyền 10

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 10

1.2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc 11

1.3 Tính toán các thông số trên các trục 11

1.3.1 Tính công suất trên các trục 11

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục 12

1.3.3 Tính momen xoắn trên các trục 12

1.3.4 Lập bảng kết quả 13

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI 14

1.1 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH: 14

1.1.1Chọn xích 14

1.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 14

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC 23

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng (trục vít-bánh vít) cấp nhanh 23

3.1.1 Xác định ứng suất cho phép [ ], [H F] 23

3.2.2 Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền 26

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng(trục vít – bánh vít) cấp chậm 34

3.2.1 Xác định ứng suất cho phép [ ], [H F] 34

3.2.1 Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền 36

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 44

4.1 Thiết kế trục 44

4.1.1 Chọn vật liệu 44

4.1.2 Tính trục theo độ bền mỏi 44

4.1.3 Tính trục theo độ bền tĩnh 47

4.2 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi 55

4.3 Tính kiểm nghiệm về độ bền tĩnh 59

4.4 Lập bảng kết quả 60

CHƯƠNG V: CHỌN Ổ LĂN 61

5.1 Tính chọn ổ lăn 61

5.1.1 Trục I 61

5.1.2 Trục II 63

5.1.3 Trục III 65

CHƯƠNG VI :TÍNH MỐI GHÉP THEN 70

CHƯƠNG VII: CHỌN KHỚP NỐI 72

7.1 Chọn khớp nối đàn hồi 72

CHƯƠNG VIII: THIẾT KẾ VỎ HỘP 73

8.1 Chọn thân hộp 73

8.1.1 Yêu cầu 73

8.1.2 Thiết kế kích thước vỏ hộp 73

8.2 Thiết kế các chi tiết phụ 75

8.2.1 Chốt định vị 75

8.2.2 Nắp ổ 76

8.2.3 Cửa thăm 76

8.2.4 Nút thông hơi 76

8.2.5 Nút tháo dầu 77

8.2.6.Que thăm dầu 78

8.2.7 Vòng móc(bulong vòng) 78

8.2.8 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc 78

8.2.9 Vòng phớt 78

8.3 Tổng kết bu lông 78

8.4 Dung sai và lắp ghép 79

KẾT LUẬN 81

TÀI LIỆU THAM KHẢO 82

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1Tính chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ

 Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P ct=P t

η

Trong đó:

 Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

 Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

 η là hiệu suất chuyền động

 Plv công suất trên trục tang quay (kW)

 F lực kéo băng tải (N)

theo chế độ tải có P =T ω mà vận tốc góc ω không đổi nên P tỉ lệ với T thay vào sốliệu ta có:

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) khi làm việc được tính theocông thức:

bộ truyền tham gia vào hệ dẫn động bao gồm có hộp giảm tốc 2 cấp và 1 bộ truyền xích Trabảng tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, chọn được:

uHGT = 8 ; u = 2x

⟹ Tỷ số truyền u = 8.2 = 16t

 Ta tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức sau:

nsb = nlv.ut = 71,62.16 = 1145,92 (vòng/phút)Với các điều kiện:

Tra bảng ta chọn được loại động cơ 4A112M4Y3, các thông số của động cơ như sau:

Bảng thông số động cơ điệnKiểu động

cơ

Công suất(kW)

Vận tốcquay (v/p)

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Tỷ số truyền của hệ :

u t=u đc

u lv=1425

71,62≈ 19,89

 Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc là : uHGT = 8

 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài là :

u x= u t

u HGT=19,89

8 ≈ 2,49

1.2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp và theo đề được giao là hộp giảm tốc khai triển phảithỏa mãn 3 chỉ tiêu là : khối lượng nhỏ nhất , momen quán tính thu gọn nhất và thể tích cácbánh lớn nhúng trong dầu là ít nhất nên theo bảng 3.1 (T42) với uHGT = 8 ta tìm được u =1 3,3, u = 2,42 Như vậy ta có:2

có công suất các trục được tính như sau

1.3.1 Tính công suất trên các trục

 Công suất trên trục máy công tác chính là : P = P = 3,77 (kW)td lv

 Công suất trên trục 3:

1.3.3 Tính momen xoắn trên các trục

Công thức tính momen xoắn:

T i=9,55.10

6

P i

n i (N mm)

Ta xác định được momen xoắn trên các trục như sau:

 Momen xoắn trên trục 1:

 Momen xoắn trên trục động cơ:

 Momen xoắn trên trục máy công tác:

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

1.1 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH:

1.1.1Chọn xích

Do b truyềền t i không l n, ta ch n lo i xích ôống - con lăn m t dãy, g i tăốt là xích con lăn ộ ả ớ ọ ạ ộ ọ

m t dãy Lo i xích này chềố t o đ n gi n, giá thành h và có đ bềền mòn cao.ộ ạ ạ ơ ả ạ ộ

1.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Trong đó: P - Công suấốt tnh toán;t

P - Công suấốt cấền truyềền

Xác đ nh công suấốt cho phép [P] c a xích con lăn: v i nị ủ ớ 01 =800 vòng/phút,

Trong đó các h sôố thành phấền đệ ược ch n theo b ng 5.6 -tr 82 - tài li u [1],v i:ọ ả ệ ớ

k - H sôố k đềốn nh h0 ệ ể ả ưởng c a v trí b truyềền, kủ ị ộ 0 = 1 (do đường nôối tấm c a ủhai đĩa xích so v i đớ ường năềm ngang là 50o <60o);

k - H sôố k đềốn nh ha ệ ể ả ưởng c a kho ng cách tr c và chiềều dài xích; ủ ả ụ

v i a = (30…40)p, ta có: kớ a = 1;

k - H sôố k đềốn nh hđc ệ ể ả ưởng c a vi c điềều ch nh l c căng; v i trủ ệ ỉ ự ớ ường h p v trí ợ ị

tr c không điềều ch nh đụ ỉ ược, ta có: kđc = 1,25;

k - H sôố k đềốn nh hbt ệ ể ả ưởng c a bôi tr n; v i trủ ơ ớ ường h p môi trợ ường làm vi c ệ

có b i, chấốt lụ ượng bôi tr n bình thơ ường), ta ch n: kọ bt = 1,3;

Suy ra sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích

đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích

Kiểm nghiệm xích về độ bền c

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:H

= 0,47.H √k r(F t K d+F vd).E

A k d [ ] (2.30) HTrong đó: [ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5 11 - tr 86 - tài liệu [1]; H

Chọn thép 20 tôi co [ ] = 980 MPa H

H sôố nh hệ ả ưởng c a sôố răng đềốn đĩa xích : Kủ r = 0,48 (vì Z =21 )1

Di n tch b n lềề : A = 180 mmệ ả 2 (tra b ng (5.12)v i p=25,4 mm, xích ôống con lăn m t dãy)ả ớ ộ

Mô dun đàn hôềi: E = 2,1.10 Mpa5

Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc

b

Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

Bị động: d = 544,03 mma2Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d = 213,95mmf1

Vật liệu làm bánh răng có hai nhóm :

- Nhóm I có độ rắn HB 350, bánh răng được thường hóa tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền này có khả năng chạy mòn

- Nhóm II có độ rắn HB 350, bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon, thấm nitơ… Do đó độ rắn mặt răng cao cho nên phải gia công trước khi nhiệt luyện, bộ truyền này có khả năng chạy mòn kém

Trong đầu thiết kế đã cho tải trọng nhỏ và trung bình, khả năng công nghệ không cao và cũng không có yêu cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làm bánh răng nên chọn ưu tiên ở nhóm I

Đối với một cặp bánh răng ăn khớp, khi dã chọn vật liệu bánh răng ở nhóm I phải chú ý tới tần số chịu tải cuả răng và khả năng chạy mòn của răng Trong cùng một thời gian làm việc thì bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn vì n = u.n Để đảm bảo1 2sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn

có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ

-Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB = 192 ÷ 240 ,chọn HB = 230 có b2 = 750MPa,

ch2 = 450Mpa

Cụ thể chọn HB = 245, HB = 230 1 2

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng (trục vít-bánh vít) cấp nhanh

0 : ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ

sở, hệ số an toàn tra ở bảng 6.2 trang 94 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” S , S : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn (tra bảng 6.2)H F

Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - hệ số xét đến ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất

KFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :

K = 1 với động cơ một chiều FC

KHL , K - hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định theo các FLcông thức sau :

NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.10 đối với tất cả các loại thép 6

NHE, N - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đươngFE

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc theo công thức (6.7) trang 93 ta có:

[σ F]1=441

1,75.1 1=252 MPa

[σ F]2=414

1,75.1 1=236,57 MPa

Ứng suất quá tải cho phép :

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[σ H]max =2,8.σ ch 2=2,8.450 = 1260MPa

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[σ F]1max=0,8 σ ch 1= 0,8.580 = 464MPa

[σ F]2max=0,8 σ ch 2 =0,8.450=360 MPa

3.2.2 Xác định khoảng cách trục cho bộ truyền.

T - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm1

[ σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép

KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

bw=100.0,3=30 mm

b) Xác định các thông số ăn khớp

 Xác định môđun

Môđun m = (0,01 0,02)a = (0,01 0,02).a = 1 2mm w  w 

Theo bảng 6.8 trang 99 -“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”chọn m = 1,5

 Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x

Giữa khoảng cách trục a , số răng bánh nhỏ z , số răng bánh lớn z , góc nghiêng của răngw 1 2 

và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :

σ H =Z M.Z

H.Z ε√2.T1.K H (u+1 )

b w.u d

w 12  [σ H] (6.33)Trong đó : Z - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z =M M274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thốngdẫn động cơ khí ”

Z ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

Vận tốc vòng của bánh nhỏ

V= л d w 1 n 1

60000 =3,14.46,5 572,29

60000 =1,39 (m/s)trong đó n – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)1

trong đ ó : K - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, traHβ

ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

K - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănHkhớp, trị số của K đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kếH

với v = 1,66 tính được ở trên, δ H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trongbảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g - hệ số kẻ đến ảnh0hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế

hệ thống dẫn động cơ khí ” T a có δ H =0,002 ; g = 560

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được :

σ H =225.1,74 0,59 √2.35380 1,21.(3,3 1 + )

30.3,3 46,5.46,5 =368,9 MpaTheo(6-1) với v = 1,66m/s, với v< 10m/s Z = 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấpvchính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra ≤ 1,25 0,63 m, do đó

ZR = 1, với d < 700mm, K = 1 do đó a xH

[σ H]=σ H lim0

S H .Z R.Z v.K xH.K HL =495 , 4 1 1 1 =495 4 ,

Mpa

Ta thấy σ H<[σ H] vậy thõa mãn đồ bền tiếp xúc

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :

Y = 1/ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang  

Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1 

Y , Y - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệF1 F2

số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn :F

hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng K = 1,37F

K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị số KFv Fvtính theo công thức sau:

K Fv=1+ v F b W d W 1

2.T1K Fβ K Fα=1+ 2,57.30 46,5

2.35380.1,12 1,37 =1,03trong đó : v F =δ f g0v√a w

u m =0,006.56 1,39 √100

3,3 =2,57với v = 6,36 tính được ở trên, δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trongbảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g - hệ số kẻ đến ảnh0

hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “ Tính toán thiết kế

Ta thấy σ F 1=212,72 MPa < [σ F 1]=264 6, MPa

σ F 2=202,08 MPa< [σ F 2]=248 4, MPa

vậy thoả mãn về độ bền uốn

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải

K qt=Tmax

H1max=σ H √K qt=365,3.√1=365,3 MPa<[ σ H max=1260 MPa]

σ F 1 max=σ F 1 K qt =127,15.1=127,15 MPa<[ σ F]1max =464 MPa

[ ¿¿F]2max=360 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=120,79.1=120,79 MPa<¿

Theo các công thức trong bảng 6.11 trang 104 ta có:

Đường kính vòng chia: d = mz /cosβ = 45,6mm, d = mz /cosβ =150,55mm1 1 2 2

Đường kính đỉnh răng : d = d + 2m = 48,6mma1 1

da2 = d + 2m = 153,55mm2

Đường kính đáy răng: d = d - 2,5m = 41,85mmf1 1

df2 = d - 2,5m = 146,37mm2

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng(trục vít – bánh vít) cấp chậm

0 và σ Flim0 : ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ

sở, hệ số an toàn tra ở bảng 6.2 trang 94 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” S , S : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn (tra bảng 6.2)H F

Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - hệ số xét đến ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất

KFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :

K = 1 với động cơ một chiều FC

KHL , K - hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định theo các FLcông thức sau :

mH = 6, mF= 6 khi độ rắn mặt răng HB 350.

NHO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N HO=30 H HB

2,4 (6.5)

 NHO1 = 30HHB12,4 = 30.245 = 16,26.102,4 7

NHO2 = 30HHB22,4 = 30.230 = 13,97.102,4 7

NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.10 đối với tất cả các loại thép 6

NHE, N - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đươngFE

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc theo công thức (6.7) trang 93 ta có:

[σ F]1=441

1,75.1 1=252 MPa

[σ F]2=414

1,75.1 1=236,57 MPa

Ứng suất quá tải cho phép :

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

trong đó : K - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5 trang 96 - “ Tínhatoán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” K = 39a

T - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm2

[ σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép

u - tỉ số truyền

ψ ba=b w

a w - là hệ số, b – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 - “ Tính toán thiếtw

kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ba0,4

KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

Môđun m = (0,01 0,02)a = (0,01 0,02).a = 1,35 2,7mm w2  w2 

Theo bảng 6.8 trang 99 -“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”chọn m = 1,5

 Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x

Giữa khoảng cách trục a , số răng bánh nhỏ z , số răng bánh lớn z , góc nghiêng của răngw2 3 4 

và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức

Số răng bánh lớn :

Z = u.z = 2,42.53 = 128,264 3

Lấy z = 1284

Tổng số răng z = z + z = 53 + 128 = 181 do đó tỉ số truyền thực là : t 3 4

u m=z4

z3=128

53 =2, 41

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :

Trị số của Z cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ Hthống dẫn động cơ khí ”

u m =0,002.0,95 56 √135

2,42 =0,79 m/s theo bảng 6.13 trang 106

-“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” dùng cấp chính xác 9

K - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúcH

K = KH H.K KH Hv = 1,05.1,13.1 = 1,17

trong đ ó : K - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, traHβ

ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”

K - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănHkhớp, trị số của K đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kếH

ZR = 1, với d < 700mm, K = 1 do đó a xH