Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

92,TTTKHTDĐCK-T1 ta chọn đợc loại vật liệu cho cả bánh dẫnvà bánh bị dẫn nh sau: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285 Giới hạn bền: b = 850MPa Giới hạn chảy: ch = 580MPa II–Ch

Mục lục

Phần I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chọn động cơ Tr3 Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí Tr5 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục Tr6

Phần II Thiết kế các bộ truyền.

A) Bộ truyền trong hộp

Chọn vật liệu Tr8 Xác định các loại ứng suất cho phép Tr8 Tính toán cho cấp nhanh Tr11 Tính toán cho cấp chậm Tr17 Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trong hộp Tr23 B) Bộ truyền xích.

Chọn loại xích Tr24 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích Tr24 Bảng thông số bộ truyền xích Tr27

Phần III Thiết kế trục và chọn ổ lăn.

A) Thiết kế trục

Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động Tr28 Giá trị của các lực ăn khớp Tr28 Tính sơ bộ trục Tr30 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực Tr30 Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn trục Tr31

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Tr35 Tính kiểm nghiệm độ bền của then Tr37 B) Chọn ổ lăn.

Chọn ổ lăn c ho t r ục I Tr38Chọn ổ lăn c ho t r ục I I Tr39Chọn ổ lăn c ho t r ục I I I Tr40

Phần IV Tính toán các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác.

Tính toán các yếu tố của vỏ hộp Tr42 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp Tr43 Bảng kê các kiểu lắp Tr44

Tài liệu tham khảo và tra cứu

Đồ á n đ ợc thi ết kế dựa t rê n c ác tà i l iệ u s a u đâ y :

+ C hi ti ế t m áy T1 , T2 - Nguyễ n Tr ọng Hi ệ p (1999 )

+ H ỡng dẫ n hoà n t hà nh đồ án môn học C hi ti ết má y (1979)

+ Tí nh t oá n t hi ế t kế hệ t hống dẫ n động c ơ khí T1, T2 - Tr ị nh Chấ t , Lê Vă n

U yể n ( 2000 )

Các số liệu đợc tra trong qúa trình thiết kế và tính toán dựa trên các bảng trong cuốn

 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 - Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển (2000) ”

Đồ án môn học chi tiết máy

Đề số 9 : Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Sơ đồ hệ thống dẫn động:

7 Góc nghiêng đ ờng nối tâm bộ truyền ngoài : 250

Nhiệm vụ thiết kế:

* Bản thuyết minh về thiết kế và tính toán.

a)-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 hởng lớn

đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng nh các bộ truyền ngoài hộp Để chọn đợc động cơphải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ đó lựa chọn

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

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

 l à hi ệ u s uất tr uyề n động

Để x ác đị nh đ ợc c ông s uấ t Pc t cầ n xá c đị nh đ ợc c ông s uấ t tí nh t oá n Pt Công s uất

P

PP

2

1

1 i i i 2

1

i 1

Pi (kW ) l à c ông s uấ t tá c dụng lâ u dà i t r ong t hời gia n ( ti)

The o bi ể u đồ tả i t rọng ta thấ y thời gi a n m ở m á y l à r ất nhỏ ( 3s) do đó không c oi là

t

P

Pt

P

P.PP

2 1

2 2

1

2 1 2

1 1 1 td

P

1

2 1

5.6,02.1.05,4t

t

t

P

Pt

P

P.PP

2 2

2 1

2 2

1

2 1 2

1 1 1

b r 1=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng

t hẳ ng l àm việ c tr ong đi ề u ki ệ n c he kí n đủ dầ u bôi tr ơn ( c ấ p nha nh)

 b r 2=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng

nghi ê ng l àm việ c tr ong đi ề u ki ệ n c he kí n đủ dầ u bôi tr ơn ( c ấ p

3,44kW

8677,0

984,2P

Tỉ s ố tr uyề n c ủa bộ tr uyề n x íc h un = 2 (lần)

Tỉ s ố tr uyề n c ủa hộp giả m t ốc uh = 15 (lần)

v.60

T

T4,1T

T





V ới T l à m om e n t ải tr ọng l ớn nhấ t T= T1.

C os  IK/Id n TK/ Td n Đ/ k tr ục động

c ơ (m m)

K hối l ợng (kg) 4,0 2890 0,90 6,8 2,5 32 60

n

n

u  (l ầ n)

V ới: nd c = 2890(v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn đ ợc

nl v = 92(v/p) là số vòng quay trên trục băng tải

= > 31,52

92

2890n

nu

lv

dc

t    ( lầ n) ; ut = 31,52(l ầ n)

*) - Phâ n phối tỉ s ố tr uyề n ut c ủa hệ thống dẫ n động c ho c á c bộ tr uyề n

Tỉ s ố t ruyề n của hệ t hống dẫ n động đ ợc phâ n phối c ho bộ t r uyề n tr ong hộp

gi ả m t ốc và bột r uyề n

ngoà i ( bộ tr uyề n x íc h & bộ t ruyề n khớp)

ut = uh.un = 31,52 (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)

V ậy ta c ó tỉ s ố tr uyề n c ủa hộp gi ảm tốc là : 12,6

5,2.1

52,31u.u

uu

uu

x k

t n

52,31u

.u

uu

k h

D ựa t rê n s ơ đồ thi ết kế và c ông s uất cầ n t hi ế t Pc t của động cơ ta tính đợc công

.55,9.2890

44,3n

P.10.55,9

dc

ct 6

nn

P.10.55,9

1

1 6

c ).Trên trục 2:

Số vòng qua y: 701,3(v/p)

121,4

2890u

nn

269,3n

P.10.55,9

2

2 6

d).Trên trục 3:

Số vòng qua y: 221,23(v/p)

17,3

3,701u

nn

14,3n

P.10.55,9

3

3 6

e ).Trên trục công tác:

Số vòng qua y: 92(v/p)

413,2

23,221u

nn

P.10.55,9

lv

lv 6

Từ kế t quả t í nh t oá n ở tr ê n t a c ó bả ng thông s ố s a u:

m HE

HO HL

N

N

i i 3

c.60

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

nh sau:

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

Giới hạn chảy: ch = 580(MPa)

II)–Chọn vật liệuXác 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 d gẫy dòn

lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chân răng do quá tải Do vậy ta xác định ứng suất cho phép và kiểmnghiệm nó

1 ứng suất tiếp xúc cho phép   H .

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

Trong đó:

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

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

- KxH – Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng

- oHlim – 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 hởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

- NHE –Chọn vật liệu Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

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

H

o lim H

8 3

3 2

HE

i i 3

max

i h

2 2

HE

10.159,17

5.6,07

2.16500.7,703.1.60N

t

t.T

T

tn.c.60N

ứng suất tiếp xúc cho phép

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

Do đờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là một đờng thẳngsong 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=1

Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ta có:

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

Hn = H2 = 527,27(MPa)Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Hc =(H1 +H2)/2= (545,45+527,27)/2=536,36(MPa)<1,25H2

ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là: Hmax=2,8.ch=2,8.580=1624(MPa)

2 ứng suất uốn cho phép   F .

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

H

o lim H H

o lim H HL

xH v R H

o lim H H

S1.1.SK

.K.Z.Z.S

600

SH

o 1 lim H 1



  527,27(MPa)

1,1

580

SH

o 2 lim H 2



8 6

6 2

FE

i i m

max

i h

2 2

FE

10.756,87

5.6,07

2.16500.7,703.1.60N

t

t.T

T

tn.c.60N

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

- KxF – Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng tới độ bền uốn

- KFC – Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải bộ truyền quay một chiều KFC=1

- oFlim – 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 hởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

- NFE –Chọn vật liệu Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

ứng với trờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đợc tính theo công thức (6.8):

=> NFE2>NFO2 =4.106 => NFE1>NFO1 =4.106

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

NFE=NFO để tính, do đó KFL=1

=> NFE2= NFO2 ; NFE1 = NFO1

=> KFL= KFL1= KFL2=1

Thay các giá trị KFL,KFC, YR.Ys.KxF vào công thức tính ứng suất uốn cho phép ta có:

ứng suất uốn quá tải cho phép là: Fmax=0,8.ch=0,8.580=464(MPa)

F

o lim F

FO FL

N

N

i i m

c.60N

o lim H FL

FC xF s R F

o lim F F

S1.1.1.SK

K.K.Y.Y.S

477

SF

o 1 lim F 1



  262,28(MPa)

75,1

459

SF

o 2 lim F 2



III)–Chọn vật liệuTính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

H a

w

.u

K.T)

1u.(

Ka

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

T –Chọn vật liệu 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 ba1= 0,25

Với u = u1= 4,121 => bd1 = 0.53ba1.(u1+1) = 0,53.0,25.(4,121+1) = 0,678

Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn KH = 1,07

T = T1 = 11235(Nmm)

H = Hn = 527,27(MPa)Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:

07,1.11235)

1121,4.(

5,49

u

K.T)

1u.(

K

2 3

1 ba 1

2 n H

H 1 1

a 1

90.2m

a.2zzz

1

1 w 2

1

t      (răng) mà z2 = u1.z1

Vậy số răng bánh nhỏ z1:

43,231121,4

120)

1u(

zz

Với ∆u = 2,34%<4% bộ truyền đợc đảm bảo

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 kiện sau:

2 1 w 1 m 1 w

1 m H 1 H

M H

d.u.b

)1u.(

K.T2.Z.Z

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra đợc ZM = 274(MPa1/3)

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

- T1 –Chọn vật liệu Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)

- um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh um1 = 4,217 (lần)

+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đợc xác định theo công thức (6.34):

tw

b H

2sin

cos.2Z





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

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

t1 = arctg(tg/cos)Trong đó:

-  – Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 –Chọn vật liệu71, =20

-  – Góc nghiêng răng =0

=> t1 =  = 20,b= = 0

Góc ăn khớp tw đợc xác định theo công thức:

tw1 = arccos[(a1.cost1)/aw1]

Do bánh răng trụ răng thẳng nên khoảng cách trục chia a1:a1= aw1= 90mm

=> tw1 = 20

)20(2sin

0cos.22

sin

cos.2Z

1 tw

708,11.97

123

12,388,1cos.z

1z

12,388,1

2 1

4

Z      +) Đờng kính vòng lăn bánh chủ động dw1:

)mm(5,341217,4

90.21u

a.2d

1 m

1 w 1

2890.5,34.60000

n.d

- KH – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về tiếp xúc Với bánh răng thẳng KH=1

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

tính về tiếp xúc Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

1 w 1 w H Hv

K.K.T.2

d.b.1

KTrong đó:

1 m

1 w 1 o H

a.v.g

90.22,5.56.006,0u

a.v.g

1 m

1 w 1 o H



1.07,1.11235.2

5,34.23.1,81K

.K.T.2

d.b.1

K

H H 1

1 w 1 w H

bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 1,25(m) => ZR=0,95

Đờng kính đỉnh răng:

da1= dw1+2.m = 34,5+2.1,5 =37,5(mm)<700(mm)

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

H = H.ZR.Zv.KxH = 527,27.0,95.1,003.1 =502,4(MPa)Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:

)MPa(7,495

5,34.217,4.23

)1217,4.(

356,1.11235

2.874,0.764,1.274d

.u.b

)1u.(

K.T2.Z.Z.Z

H H

2 2

1 w 1 m 1 w

1 m H 1 H

M H

=> ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với H khoảng 1,35% và đảm bảo đủ bền

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

  502,4 21,9(mm)

7,495.90.25,0

a.b

2 2

H

H 1 w 1 ba 1

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 đợc vợt quá

giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):

 F 1

1 w 1 w

1 F F

1 1 F

m.d.b

Y.Y.Y.K.T2







 F 2

1 F

2 F 1 F 2 F

Y

Y

- 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 –Chọn vật liệu Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)

- KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn Với bánh răng thẳng KF=1

- KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về uốn Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

1 w 1 w F Fv

K.K.T.2

d.b.1

K

Trong đó:

1 m

1 w 1 o F F

u

a.v.g

90.22,5.56.016,0u

a.v.g

1 m

1 w 1 o F



1.17,1.11235.2

5,34.23.6,211K.K.T.2

d.b.1

K

F F 1

1 w 1 w F





=> KF= KF.KF.KFv = 1,17.1.1,652 = 1,933

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

,895

,1.5,34.22

4.1.585,0.933,1.11235.2m

.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

1 F 1

w 1 w

1 F F

1 1

343,804

6,3.27,89Y

Y

2 F 1

F

2 F 1 F 2



Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

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 cố bất thờng…) )

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

Với hệ số quá tải:

4,1T

TT

T

Trong đó :

- T– Momen xoắn danh nghĩa

- Tmax– Momen xoắn quá tải

- Tmm – Momen mở máy

+) Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không đợc

vợt quá một giá trị cho phép (6.48):

 Hmax

qt H max

Với các giá trị đợc tính ở trên:

H = 495,7(MPa)

Hmax =1624(MPa) =>  H max   H K qt  495 , 7 1 , 4  598 , 52  Hmax

+) Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại

mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép(6.49):

 Fmax

qt F max

Với các giá trị đợc tính ở trên:

F1 = 89,27(MPa)

F2 = 80,34(MPa)

Fmax = 464(MPa) => F1max F1.Kqt 89,27.1,4124,98(MPa)Fmax

 Fmax

qt 2 F max 2

F  K 80,34.1,4112,48(MPa) 

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

IV)–Chọn vật liệuTính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

H a

w

.u

K.T)

1u.(

Ka

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

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

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

u – Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

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

ba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw

ba=bw/aw

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thép-thép) và loại

răng nghiêng ta có: Ka= 43

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 ba2= 0,35

Với u = u2= 3,17 => bd2 = 0.53ba2.(u2+1) = 0,53.0,35.(3,17+1) = 0,774

Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn KH = 1,05

T = T2 = 44516(Nmm)

H = HC = 536,36(MPa)Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:

05,1.44516)

117,3.(

43

u

K.T)

1u.(

K

2 3

2 ba 2

2 c H

H 2 2

a 2

2

16cos.100.2)1u(m

cos.a.2z

2 n

2 w

Vậy số răng bánh lớn là: z4 = u2.z3 = 23.3,17 = 72,91(răng)

Chọn số răng bánh lớn là: z4 = 73(răng)

2a

.2

)zz(mcos

2 w

4 3 n

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 kiện sau:

2 3 w 2 m 3 w

2 m H 2 H

M H

d.u.b

)1u.(

K.T2.Z.Z



Trong đó:

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

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra đợc ZM = 274(MPa1/3)

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

- T2 –Chọn vật liệu Momen xoắn trên trục T2= 44516(Nmm)

- um2 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 3,174 (lần)

+) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đợc xác định theo công thức sau:

tw

b H

2sin

cos.2Z





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

b = arctg(cost2.tg)Góc prôfin răng t đợc xác định nh sau:

t2 = arctg(tg/cos)Trong đó:

-  – Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 –Chọn vật liệu71, =20

'1515cos.22

sin

cos.2Z

2 tw

'1516sin.35

m

sin.b

n

1 w

629,196,0.73

123

12,388,1cos.z

1z

12,388,1

2 1

Vậy:

783,0629,1

11

100.21u

a.2d

2 m

2 w 1

3,701.92,47.60000

n.d

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

tính về tiếp xúc Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

bd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn đợc KH = 1,05

- KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúcTheo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2=1,76(m/s) cấp chính xácvề mức làm việc êm là 9 ta có KH=1,13

3 w 3 w H Hv

K.K.T.2

d.b.1

K

Trong đó:

2 m

2 w 2 o H H

u

a.v.g

100.76,1.73.002,0u

a.v.g

2 m

2 w 2 o H



05,1.05,1.44516.2

92,47.35.442,11K

.K.T.2

d.b.1

K

H H 1

3 w 3 w H

Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:

H = H.ZR.Zv.KxH = 536,36.0,95.1.1 =509(MPa)Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:

)MPa(1,490

92,47.174,3.35

)1174,3.(

216,1.44516

2.783,0.706,1.274d

.u.b

)1u.(

K.T2.Z.Z.Z

H H

2 2

3 w 1 m 3 w

2 m H 2 H

M H

=> ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với H khoảng 3,8% và đảm bảo đủ bền

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

  509 32,45(mm)

1,490.100.35,0

a.b

2 2

H

H 2 w 2 ba 1

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 đợc vợt quá

giá trị cho phép :

 F 1

n 3 w 3 w

1 F F

2 1 F

m.d.b

Y.Y.Y.K.T2

2 F 1 F 2 F

Y

Y

- F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)

- F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác)

- T2 –Chọn vật liệu Momen xoắn trên trục chủ động T2= 11235(Nmm)

23cos

73cos

- KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2=1,76(m/s) và cấp chính xác mức làm việc êm 9 => KF=1,37

- KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về uốn Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với

3 w 3 w F Fv

K.K.T.2

d.b.1

KTrong đó:

2 m

2 w 2 o F F

u

a.v.g

100.76,1.73.006,0u

a.v.g

2 m

2 w 2 o F



37,1.12,1.44516.2

92,47.33.327,41K.K.T.2

d.b.1

K

F F 2

3 w 3 w F

Với mn = 2(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất đợc xác định:

2.92,47.33

9,3.8846,0.614,0.61,1.44516.2m

.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

1 F n

3 w 3 w

1 F F

2 1

9,889

,3

61,3.96Y

Y

2 F 1

F

2 F 1 F 2



Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

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 cố bất thờng…) )

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

Với hệ số quá tải:

4,1T

TT

T

Trong đó :

- T– Momen xoắn danh nghĩa

- Tmax– Momen xoắn quá tải

Với các giá trị đợc tính ở trên:

H = 490,1(MPa)

Hmax =1624(MPa) =>  H max   H K qt  490 , 1 1 , 4  580  Hmax

+) Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép:

 Fmax

qt F max

Với các giá trị đợc tính ở trên:

F1 = 96 (MPa)

F2 = 88,9(MPa)

Fmax = 464(MPa) => F 1 max F 1.Kqt 96.1,4145(MPa)Fmax

 Fmax

qt 2 F max 2

F  K 88,9.1,4124,5(MPa) 

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền trong hộp:

Thông số Cấp chậm Giá trị Cấp nhanh

Tỉ số truyền bộ truyền ngoài: ux = 2,413(lần)

Vận tốc tang quay v=1,35(m/s) ,lực kéo băng tải F=3000(N)

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

II)–Chọn vật liệuXác định các thông số của xích và bộ truyền xích.

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc cho theo công thức (5.3):

Pt =P.k.kz.kn [P] (1)Trong đó: