Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án môn học chi tiết máy Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải T1= T ; T2 = 0,6T ; t1 = 30(s) ; t2 = 48(s) ;tck= 78(s) Trong đó: 1. Động cơ điện 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 2. Nối trục đàn hồi 4. Bộ truyền xích ống con lăn 5. Băng tải Số liệu thiết kế: 1. Lực kéo băng tải, F(N): F = 6500(N) 2. Vận tốc băng tải, v (ms): v = 1,25 (ms) 3. Đường kính tang dẫn, D: D = 400(mm) 4. Thời gian phục vụ L, năm : 7 (năm) Quang một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ ) 5. Chế độ tải: T1=T ; t1=30 ; T2=0,8T ; t2=48

Đồ án môn học chi tiết máy

1 Động cơ điện 3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

2 Nối trục đàn hồi 4 Bộ truyền xích ống con lăn

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

Phần I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

1.1.Chọn động cơ.

1.1.1-Tính công suất cần thiết.

Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên của qúa trình tính toán, thiết kế máy Nó

có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp Để chọn được động cơ phải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ đó lựa chọn động cơ động cơ phù hợp và kinh tế nhất

Muốn vậy ta phải tính được công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức (2.8):

Pct=P t

η (kW)

Trong đó:

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

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

 là hiệu suất truyền động

Để xác định được công suất Pct cần xác định được công suất tính toán Pt Công suất tính toán được xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ thống dẫn động và tính chất của tải trọng Theo yêu cầu thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải được tính toán trong điều kiện làm việc lâu dài và tải trọng tác dụng thay đổi theo chu kỳ Do đó ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi (thay thế cho quá trình làm việc của động cơ lúc quá tải, lúc non tải) được tính theo công thức (2.13)

Ptd (kW) là công suất tương đương của động cơ

P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác

Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti) Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy là rất nhỏ (3s) do đó không coi là công suất tác dụng

lâu dài trên trục máy công tác, nên ta có:

=> P1= 6500.1,25

1000 =8,12(kW )

Ta lại có:

được tra trong bảng 2-3 (Tr.19 )

k 1 là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục từ trục

động cơ sang trục I

ol=(0,99)4 là hiệu suất các cặp ổ lăn đượclàm việc

trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn ở đây, sử

dụng 4 cặp ổ lăn trên các trục, mỗi cặp ổ có hiệu suất riêng là

trong điều kiện che kính đủ dầu bôi trơn (cấp chậm)

x= 0,93 là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong điều kiện hởVậy ta có:

Tỉ số truyền của bộ truyền xích un = 3 (lần)

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 16 (lần)

Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là:

usb = uh.un = 3.16= 48 (lần)

*) Số vòng quay trên trục băng tải tính theo công thức (2.16):

nlv= 60 v

π D ( v p )Trong đó:

T1

T =1≤

T k

T dn

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1

Tra trong các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là

3000(v/p) ta chọn được động cơ điện K do nhà máy Động cơViệt-Hung chế tạo với kiểu động cơ K160S2 có các thông số sau:

Công suất

(kW)

Vận tốc (v/p)

Cos IK/Idn TK/Tdn Đ/k trục động

cơ (mm)

Khối lượng (kg)

*)-Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộtruyền

ngoài (bộ truyền xích & bộ truyền khớp)

ut = uh.un = 49,17 (lần)

Tỉ số truyền của bộ truyền khớp là: uk  1(lần)

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là: ux = 2,5(lần)

Vậy ta có tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:

Ta dùng công thức thực nghiệm sau:

1.3.Xác định công suất, momen và số vòng quay trên

các trục.

Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct

của động cơ ta tính được công suất, momen,

và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động

Công suất trên trục:P1 = Pct k.ol =7,5.1.0,99 =7,42 (kW)

Momen xoắn trên trục: T1=9 , 55 10

Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1,25(m/s) và tải F=6500(N) ta chọn vật liệu thông thường (nhóm I) có độ rắn HB  350 Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.

Theo bảng 6.1(Tr 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được loại vật liệu cho cả bánh dẫnvà bánh bị dẫn như sau:

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285Giới hạn bền: b = 850(MPa)

Giới hạn chảy: ch = 580(MPa)

II)Xác định các loại ứng suất cho phép.(sơ bộ)

Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng Đó

là các phá hỏng mỏi do tác dụng dài hạn của ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây

ra Ngoài ra, răng có thể bị biến dạng dư gẫy dòn lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chânrăng do quá tải Do vậy ta xác định ứng suất cho phép và kiểm nghiệm nó

1 ứng suất tiếp xúc cho phép   H .

ứng suất tiếp xúc cho phép  H  được xác định theo công thức (6.1):

Trong đó:

- ZR – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

[σ H]=(σ o H lim

S H ) Z R Z v K xH K HL

- Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

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

Hlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

- SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

- KHL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

Với bước tính sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH = 1

Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.3):

- NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE được tính theo công thức (6.7) :

Trong đó:

- Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Tmax : momen xoắn lớn nhất

- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285)

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ta có:

- c: số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)

- n2:số vòng quay trên trục 2 (n2=592,92 v/ph )

- th: thời gian làm việc trong 7năm (th = 2ca x 8 giờ x 300 ngày x 7năm= 33600 giờ)

=> NHE2>NHO2 =1,79.107 => NHE1>NHO1 =1,96.107

Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi.Vì vậy ta lấy NHE=NHO để tính,

Do đó KHL=1

=> NHE2= NHO2 ; NHE1 = NHO1

=> KHL= KHL1= KHL2=1Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép (6.1a) ta có:

Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là:

2 ứng suất uốn cho phép   F .

ứng suất uốn cho phép  F  được xác định theo công thức (6.2):

Trong đó:

- YR – Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

- Ys – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng

Flim – ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

- SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn

- KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

[σ F]=(σ F lim o

S F ) Y R .Y s K xF K FC K FL

Với bước tính sơ bộ lấy YR.Ys.KxF = 1

Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.4):

- NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương, ứng với trường hợp

tải trọng thay đổi theo chu kì NHE được tính theo công thức (6.8):

Trong đó:

- Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Tmax : momen xoắn lớn nhất

- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1)Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285)

Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:

oFlim=1,8HB ; SF=1,75ứng suất uốn cho phép

=> NFE2>NFO2 =4.106 => NFE1>NFO1 =4.106 (6.4)

Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn khôngthay đổi.Vì vậy ta lấy

NFE=NFO để tính, do đó KFL=1

=> NFE2= NFO2 ; NFE1 = NFO1

=> KFL= KFL1= KFL2=1Thay các giá trị KFL,KFC, YR.Ys.KxF vào công thức tính ứng suất uốn cho phép (6.2 và 6.2) ta có:

Ứng suất uốn quá tải cho phép là:

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa)

Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các

ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HB chọn

b) Xác định số răng và tỉ số truyền thực

Chọn sơ bộ  trong khoảng (820) (TR.102,TTTKHTDĐCK-T1) ,

Chọn =15, do đó cos = 0,966Theo (6.31) số răng bánh nhỏ z1:

z1=2.a w 1 c os β

m1.(u1+1) =

2.125 0,966 1,5.( 4,95+1)=27 ,05

Vậy số răng bánh nhỏ là: z1 = 27(răng) Theo (6.20) số răng bánh lớn là: z2 = u1.z1 = 4,95.27=133,65

Vậy số răng bánh lớn là: z2 = 134(răng)Tổng số răng zt:

zt= z1+ z2 = 27+134 =161

Tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 134/27 = 4,962(lần)

Sai số tỉ số truyền là: ∆u = um1- u1 =4,962 -4,95 =0,012

=> ∆u = ∆u.100%/ u1 = 0,012.100%/4,95 = 0,24%

Với ∆u = 0,24%<4% bộ truyền được đảm bảo

Tính lại góc : cos =m1.zt/(2aw) = 1,5.161/(2.125)=0,966

=> = 1459

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệnsau:

σ H=Z M Z H Z ε.√2T1 K H (u m 1+1)

b w 1 u m 1 d2w1 ≤[σ H]

(2)

Trong đó:

- ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra được

- H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

- um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh um1 = 4,962(lần)+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức (6.34):

b = arctg(cost1.tg)

b = arctg(cos2038’.tg1459’) =143’

=> t1 = 2038’, b= 143’

Góc ăn khớp tw được xác định theo công thức (bảng 6.11):

tw1 = arccos[(a1.cost1)/aw1]

Do bánh răng trụ răng nghiêng nên khoảng cách trục chia a1:

a1= 0,5.m1(z2+z1)/cos = 0,5.1,5.(134+27)/0,966 = 125(mm)=aw1

=> tw1 = arccos[(125.cos 2038’)/125]=2038’ =t1

Vậy: Z H=√ 2 cos β b

sin 2 α tw 1=√sin2(202 cos14∘38 ' )∘3 ' =1, 715

ν H=δ H g o v1.√a w1

u m 1 (6.42)

- H – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.15ứng với HB1,HB2<350HB và loại răng nghiêng không vát đầu ta đượctrị số H=0,002

- go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 vàbánh 2

- v1 – Vận tốc vòng của bánh răng (m/s) Ứng với v1=6,44(m/s) theobảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được cấp chính xác8.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là cấp 8 và v <10 m/s KH=1,13 ,.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được

3 ,62.31,25.41,93 2.24143 ,44.1,05.1,13=1,08

da1= dw1+2.m = 41,93+2.1,5 =44,93(mm)<700(mm)

=> KxH = 1

Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:

H = H.ZR.Zv.KxH = 536,36.0,95.1,024.1 =521,77(MPa)Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức (2) ta có:

σ H=Z M Z H Z ε.√2T1 K H .(u m 1+1)

b w 1 .u m 1 .d w 12 =274 1, 715.0 ,76 √2 24143 ,44 1 ,28.( 4 , 962+1) 31 ,25 4 ,962.41 , 932

σ H=415 ,2( MPa )<[σ H]=521 ,77( MPa)

=> ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với H khoảng 20,4% và đảm bảo

đủ bền Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau:

b w1=ψ ba 1 a w 1.( σ H

[σ H] )2=0 , 25 125 (415 ,2 521 ,77)2=19 ,8(mm)

Chọn bw1=20(mm)

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):

- F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)

- F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)

- T1 – Momen xoắn trên trục T1= 24143,44(Nmm)+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y được xác định như sau:

Y=1/ với =1,74 (tính được ở trên) => Y=1/=1/1,74=0,57

+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:

Số răng tương đương được xác định theo công thức sau:

z v 1= z1

cos3β=

27cos314 ° 59'=29 ,95

z v 2= z2

cos 3β=

134 cos 314 ° 59 '=148 ,65

Do đây là cặp bánh răng trụ răng nghiêng lên: zv1= 30 ; zv2= 149

Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnhbằng x = 0 và:

Số răng tương đương zv1= 30 => YF1= 3,8

Số răng tương đương zv2= 134 => YF2=3,6+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo công thức(6.45):

- KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khitính về uốn

10,86.20 41,93 2.24143,44.1,12.1,37=1,12

=> KF= KF.KF.KFv = 1,24.1,37.1,12= 1,9+) Tính chính xác F1:

Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứngsuất được xác định:

Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứngsuất được xác định:

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cốbất thường…)

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suấtuốn cực đại

Với hệ số quá tải:

+) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạikhông được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):

σ H max=σ H√K qt≤[σ H]maxVới các giá trị được tính ở trên:

H =415,2 (MPa)

Hmax =2,8 ch =2,8.580=1624(MPa) => σH max= σH√ Kqt= 415,2. √ 2,2=615,84< [ σH]max

+) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suấtuốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép(6.49):

σ F max=σ F√K qt≤[σ F]maxVới các giá trị được tính ở trên:

F1 = 185,6(MPa)

F2 = 175,8(MPa)

Fmax = 464(MPa) =>

σ F 1 max=σ F 1 K qt=185 ,6.2,2=408,32( MPa)<[σ F]max

σ F 2 max=σ F 2 K qt=175 ,8.2,2=386 ,76( MPa)<[σ F]max

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

2.4 Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ thẳng)

 

.)

1

.(

ba H

H a

w

u

K T u

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh bị động (Nmm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa)

u2 – Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

KH – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

ba2 – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cáchtrục

Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các

ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HB chọn

Chọn số bánh răng nhỏ là: z3=27

Với ∆u = 0,3%<4% bộ truyền được đảm bảo.

2.4.3Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

σ H=Z M Z H Z ε.√2 T2 K H .(u m 2+1)

b w 2 .u m2 d2w2 ≤[σ H]

(2)

Trong đó:

- ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra được

- H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

- um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 3,962(lần)+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức (6.34):

Z H=√2 cos β b

sin 2 α tw

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b được xác định theo công thức :

b = arctg(cost1.tg) Góc prôfin răng t được xác định như sau:

Góc ăn khớp tw được xác định theo công thức (bảng 6.11):

tw2 = arccos[(a2.cost2)/aw2]

Do bánh răng trụ răng thẳng nên khoảng cách trục chia a2:

a2= 0,5.m2(z4+z3)/cos = 0,5.3.(107+27)/1 = 201(mm)

=> tw2 = arccos[(201.cos 20)/200]=1911’

Vậy: Z H=√2 cos β b

sin 2 α2 =√sin 2(202 cos 0∘∘)=1 , 76

(6.36a):

Z ε=√4−ε α

3 vì hệ số trùng khớp dọc = bw2.sin/(m2.) = 0Với hệ số trùng khớp ngang:

HB1,HB2<350HB và loại răng thẳng không vát đầu ta được trị số

5,97 70 80,6 2.114679,88.1,15 1,05=1,12

=> KH= KH KHβ K

Hv= 1,05.1,15.1,12= 1,35+) Tính chính xác H:

Với v2 = 2,5(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh hưởng củavận tốc vòng được xác định như sau:

Zv= 0,85.v20,1 = 0,85.(2,5)0,1=0,93Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đócần gia công bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 1,25(m) => ZR=0,95 Đường kính đỉnh răng:

da2= dw2+2.m2 = 80,6+2.3=86,6(mm)<700(mm)

=> KxH = 1Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:

H = H.ZR.Zv.KxH = 527,27.0,93.0,95.1 =465,84(MPa)Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức (2) ta có:

σ H=Z M .Z H .Z ε.√2 T2 K H .(u m2+ 1)

b w 2 .u m2 d w 22 =274 1 , 76 0 ,87 √2.114679, 88 1, 35.(3 , 962+1 ) 70 3 ,962 80 ,62

σ H=387 , 43 (MPa)<[σ H]=465 ,84( MPa )

=> ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với H khoảng 16,8% và đảm bảo

đủ bền Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau:

b w2=ψ ba 2 a w 2.( σ H

[σ H] )2=0 , 35 200 (387 , 43 465 , 84)2=48 , 4 (mm)

Chọn bw2=49(mm)

2.4.4Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):

- F3– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)

- F4– ứng suất uốn cho phép của bánh răng (Mpa)(tính chính xác)

+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y được xác định như sau:

Y=1/ với =1,73 (tính được ở trên)

=> Y=1/=1/1,73=0,578+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF3, YF4:

Số răng tương đương được xác định theo công thức sau:

Số răng tương đương zv3= 27 => YF3= 3,8

Số răng tương đương zv4= 107 => YF4=3,6+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo công thức(6.45):

- KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khitính về uốn

15 ,91 70 80, 6 2.114679 ,88.1 ,32 1, 22=1 ,24

=> KF= KF.KF.KFv = 1,32.1,22.1,24= 2+) Tính chính xác F3:

Với m2 = 3(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suấtđược xác định:

=> Ys=1,08-0,0695ln(3)=1

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răngphay thì YR=1

Đường kính đỉnh răng da2= 86,6(mm)<700(mm) => KxF = 1

Vậy ứng xuất uốn cho phép là:

F3 = F3.YR.Ys.KxF = 272,57.1.1.1 =272,57(MPa)+) Tính chính xác F4:

Với m2 = 3(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suấtđược xác định:

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

2.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cốbất thường…)

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suấtuốn cực đại

Với hệ số quá tải:

+) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạikhông được vượt quá một giá trị cho phép (6.48):

σ H max=σ H√K qt≤[σ H]maxVới các giá trị được tính ở trên:

H =387,43(MPa)

Hmax =2,8 ch =2,8.580=1624(MPa) => σH max= σH√ Kqt=387, 43 √ 2,2=574,65< [ σH]max

+) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suấtuốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép(6.49):

σ F max=σ F√K qt≤[σ F]maxVới các giá trị được tính ở trên:

F3 = 85(MPa)

F4 = 80,5(MPa)

Fmax = 464(MPa)

=> σ F 3 max=σ F 3 K qt=85 2,2=187( MPa )<[σ F]max

σ F 4 max=σ F 4 K qt=80 ,5 2,2=177 ,1( MPa )<[σ F]max

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

B).Bộ truyền xích.

I)–Chọn loại xích.

Theo tính toán ở trên ta có công suất ,số vòng quay và tỉ số truyền trên trục 3 vàtrục công tác:

Trục 3: n3 = 592,92(v/p) ; P3 = 6,83(kW)

Trục công tác: nlv = 59,8(v/p) ; Plv = 6,28(kW)

Tỉ số truyền bộ truyền ngoài: ux = 2,51(lần)

Vận tốc tang quay v=1,25(m/s) ,lực kéo băng tải F=6500(N)

Từ đó ta thấy bộ truyền ngoài làm việc với vận tốc, tải trọng không lớn Xét vềtính kinh tế ta chọn bộ truyền xích con lăn mà vẫn đảm bảo các yêu cầu kĩ thuật

II)–Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.

1 Số răng đĩa xích.

Để đảm bảo bộ truyền quay đều, động năng va đập nhẹ và tuổi thọ của xích cầnđảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin Đối với xích con lăn vận tốctrung bình zmin=17-19

Theo công thức z1 = 29-2.ux (TR.80,TTTKHTDĐCK-T1) ta tính được:

=> %u= ∆u.100%/ ux =0,03.100%/2,51=1,2Vậy bộ truyền đảm bảo về tỉ số truyền

Pt =P.k.kz.kn [P] (1)Trong đó:

- Pt – Công suất tính toán(kW)

- P – Công suất cần truyền P = P3 =6,83(kW)

- [P] – Công suất cho phép Theo bảng T1)

Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 (TR.82,TTTKHTDĐCK-T1):

ko – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Đường nối tâm đĩaxích so với đường nằm ngang một góc 25 => ko=1

ka – Hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích Chọn a=40p =>

Pt =P.k.kz.kn=6,83.1,95.1,04.0,337=4,67(kW)<[P]=11(kW)

truyền xích một dãy có bước xích p=25,4

Vận tốc vòng của bộ truyền xích: