Đồ án thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc để dẫn động băng tải

Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền xích -Ưu điểm : Kết cấu đơn giản.. Sử dụng bộ truyền xích thì không có hiện tượngtrượt khi chuyển động, hiệu xuất cao hơn so với truyền

Chương 1: CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 1.1 Phương án 1 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền xích

Hình 1.1 Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền xích

-Ưu điểm : Kết cấu đơn giản Sử dụng bộ truyền xích thì không có hiện tượngtrượt khi chuyển động, hiệu xuất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căngxích, có thế làm việc khi có tải đột ngột Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truyền đai nếu cócùng công suất Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 Có nhều ưu điểm nên ngày nayvẫn còn được sử dụng rộng rãi

-Nhược điểm : Bánh răng bố trí không đối xứng trên trục nên tải trọng phân bốkhông đều trên các ố Kích thước thường to hơn các loại hộp giảm tốc khác khi thựchiện cùg chức năng Mắt xích dễ bị mòn, gây tải trọng động phụ, ồn khi làm việc

1.2 Phương án 2 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền đai

-Ưu điểm : Sử dụng bộ truyền đai nên có thể giữ động cơ xa hộp giảm tốc, làmviệc êm không ồn, có thể truyền với vận tốc lớn Kết cấu vận hành đơn giản Tỉ sốtruyền của hộp giảm tốc từ 8 -40

- Nhược điểm : Tải trọng phân bố không đều trên trục Kích thước bộ truyềnlớn, tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và0 lớn, tuổithọ thấp

Hình 1.2.Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền đai

1.2 Phương án 3 : Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử đụng bộ truyền đai

Hình 1.3 Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử đụng bộ truyền đai

-Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên

sự tập trung ứng suất ít, mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm còn một nửa.Kích thước chiều dài giảm, trọng lượng cũng giảm Sử dụng truyền xich nên không cóhiện tượng trượt như truyền đai, hiệu suất cao

-Nhược điểm : Có bề rộng lớn, cấu tạo các bộ phận phức tạp, số lượng chi tiếttăng Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết, có ổ đỡ bên trong vỏ hộp, trục trung gianlớn Mắt xích dễ bị mòn và ồn khi làm việc

1.4 Phương án 4 : Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền xích

Hình 1.4 Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền xích

-Ưu điểm :Kích thước chiều dài nhỏ, giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc.Làm việc êm không ồn

-Nhược điểm : Khả năng tải nhanh chưa dùng hết, hạn chế chọn phương án,kết cấu ổ phức tạp có ổ đỡ bên trong vỏ hộp, khó bôi trơn, kích thươc chiều rộnghộp giảm tốc lớn Có thể trượt do truyền động bằng đai, tỉ số truyền thay đổi

1.5 Phương án 5 :Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền xích

Hình1.5 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền xích

-Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều, sử dụng hết khả năng tải, bánh răng bố tríđổi xứng nên sự tập trung ứng suất giảm mômen xoắn trên các trục trung gian giảm.Không có hiện tượng trượt như bộ truyền đai

-Nhược điểm : Có bề rộng lớn, cấu tạo các bộ phận phức tạp, số lượng các chitiết và khối lượng gia công tăng Làm việc ồn do có truyền động bằng xích, mắt xích

dễ bị mòn

1.6 Phương án 6 : Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền đai

Hình 1.6 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền đai

-Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên

sự tập trung ứng suất ít, mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm, làm viện không

-Nhược điểm:Giá thành chế tạo đắt, lắp ghép khó khăn, khối lượng và kíchthước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ

Hình1.7 Hộp giảm tốc hai 2 cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền đai1.8 Phương án 8 :Hộp giảm tốc hai 2cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền xích

Hình 1.8 Hộp giảm tốc hai 2cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền xích

-Ưu điểm : Truyền được momen xoắn và chuyến động quay giữa các trục giaonhau Có truyền động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và cóthế làm việc được khi có quá tải Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8-15

-Nhược điểm : Giá thành chế tạo đắt, lắp ghép khó khăn, khối lượng và kích thước

lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ Sử dụng truyền xích nên mắt xích dế bịmòn , ồn khi làm việc

Chương 2 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2.1 Chọn động cơ điện

2.1.1 Xác định công suất trên trục động cơ

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

Pct= Plv

η

Trong đó :

Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ

Plv: Công suất trên trục máy công tác :

Plv=1000F v=4712.1.51000 =7,068

kW(Trong đó F=4712N là lực kéo băng tải , V=1.5 m/s là vận tốc băng tải)

ƞ : Hiệu suất truyền động :

ƞ= ƞ1(ƞ2)2 (ƞ3)4 ƞ4

ƞ1 = 0,94 hiệu suất bộ truyền đai

ƞ2= 0,97 hiệu suất bộ truyền bánh răng

ƞ3= 0,99 hiệu suất của cặp ổ lăn

ƞ4= 1 hiệu suất khớp nối

ƞ=0,94.(0,97)2.(0.99)4.1= 0,85

Vậy công suất trên trục động cơ điện là :

Pct= P ηlv= 7,608 0.85 =8,95kW

2.1.2 Xác định số vòng quay của động cơ

Số vòng quay của trục máy công tác :

nlv=60000vπD =60000 1.5π 375 =76,43vg/ph

Trong đó : v=1.5 m/s là vận tốc băng tải D=375mm là đường kính tang

Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức :

ut=ud.uh

Trong đó : ud là tỉ số truyền của truyền động đai thang uh là tỉ số truyền của hộpgiảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

Tra bảng 2.4 (Trang 21, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của :

ud=3,15 tỉ số truyền sơ bộ của đai thang

uh=12 tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp

Từ Pct=8,95 kW và nsb=2889,05 vp/ph Tra bảng P1.2 (Trang 235, Tính toán

thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) tachọn động cơ 4A132M2Y3 có các thông số sau :

Công suất 11 kW , vận tốc quay 2907 vp/ph,

Tk

Tdn=1,6, hệ số công suất cos ϕ=0,9

1.2.Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động được tính theo công thức :

Tra bảng 3.1(Trang 43, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh u1=4,32 nên tỉ số

truyền cấp chậm sẽ được tính theo công thức :

Tốc độ quay của trục công tác : nct=n3=75,76(vp/ph )

2.3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác : Pct=8.95 kW

Công suất trên trục III : P3= Pct

η3η4= 1.0.99 8.95 =9,04(kW)

Công suất trên trục II : P2= η P3

Ta nên chon loại đai làm bằng vải cao su vì ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và nhiệt

độ lại có sức bền và tính đàn hồi cao Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động vừa và nhỏ

3.2 Xác định các thông số của bộ truyền

⇒ thỏa mãn điều kiện

Chọn d1 theo tiêu chuẩn ta được d1=180(mm)

Đường kính đai lớn được tính theo công thức :

3.2.2 Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai

Dựa theo bảng 4.14 (Trang 60, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 củaPGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn khoảng cách trục sơ bộ dựa vào tỉ sốtruyền u và đường kính bánh đai d2

Thỏa mãn điều kiện

Chiều dài đai l được xác định theo khoảng cách trục đã chọn a theo công thức :

l=2a+π d1+d 2 2+ (d2−d1.)

2

4a =2.560+π 180+560 2 + (560−180) 4 560 2=2346,26(mm)

Tra bảng 4.13 (Trang 59, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn l theo tiêu chuẩn l=2800(mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ :

C1: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền , với l l0= 28001700=1,65 , tra bảng :

4.16 (Trang 61, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất –

TS Lê Văn Uyển) chọn C1=1,12

Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 (Trang 61, Tính

toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)chọn Cu=1,14

[ P0] : công suất cho phép ,với v=27,38(m/s) d1=180mm ,tra bảng 4.20

(Trang 62, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS

Lê Văn Uyển) chọn [ P0]=7,88

Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây

3.3.2.Xác định chiều rộng và đường kính ngoài của bánh đai

Từ bảng 4.21(Trang 63, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn tiết diện đai loại B với các thông số sau :

Kí hiệu tiết

diện đai H H0 t e

A 12,5 3,3 15 10

Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức :

B=(z−1)t+2e tra bảng trên ta có :

t=15 , e=10 ⇒B=(2−1).15+2 10=35(mm)

Đường kính ngoài của bánh đai được tính theo công thức :

da=d +2ho tra bảng có 4.21 (Trang 63, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)

ho=4,2 ⇒da=180+2.4,2=188,4(mm)

3.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

Lực căng trên 1 đai được tính theo công thức :

Chương 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 4.1 Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh răng

có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ Đồng thời để tăng khả năngchạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn từ 10đến 15 đơn vị

Tra bảng 6.1(Trang 92, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn :

-Bánh răng nhỏ :Thép 45 tôi cải thiện có các thông số sau :Độ rắn HB

192 240(chọn HB =220) ,giới hạn bền σb=750MPa,giới hạn chảy σch=450MPa

-Bánh răng lớn :Thép 45 thường hóa có các thông số sau : Độ rắn HB170 217(chọn HB =210) ,giới hạn bền σb=600MPa, giới hạn chảy σch=340MPa

-Với bánh răng nhỏ σ

Hlim1o=2HB+70=2 220+70=510MPa

-Với bánh răng lớn σ

Hlim2o=2HB+70=2.210+70=490MPa

SH- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2 (Trang 94, Tính toán thiết

kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn :

Trong đó : c là số lần ăn khớp, Ti, ni, ti lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay

và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

1,1 =445,45Mpa ⇒ [ σH] =445,45Mpa(vì

bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên [ σH]=min {[σ H]1,[σ H]2}

4.2.2 Xác định ứng suất uốn

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức sau :

[ σF] = σFlimoS KFCKFL

F

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1

Tra bảng 6.2(Trang 94, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) với thép 45 thường hóa, thép 45 tôi cải thiện ta có

mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF=6

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO =4.106 đối với tất

1,75 .1.1=216( Mpa)

4.2.3 Xác định ứng suất quá tải cho phép

[ σH]max=2,8σch⇒[σ H]max=2,8 450=1260Mpa

[ σF]max=0,8σch⇒[σ F]max=0,8 450=360Mpa

4.3 Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Tra bảng 6.6(Trang 97, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn ψba=0,3

ψbd=0,53ψba(u+1)=0,53.0,3(1+4,32)=0,85

Tra bảng 6.7(Trang 98, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) chọn KHβ=1,05

Môđun được tính theo công thức : m=(0,01÷0,02)a w=(1,95÷3,9)mm

Tra bảng 6.8(Trang 99, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn môdun pháp mn=2,5

Số răng bánh nhỏ được tính theo công thức :

z1= 2aw

m(u1+1)= 2.195

2,5.( 4,32+1)=30

Số răng bánh lớn z=uz =4,32.30=130

Ta tính lại khoảng cách trục theo công thức : aw=m(z1+z2)/2=200mm

4.3.2 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

4.3.2.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

σH=ZMZHZε√ 2T1KH(u+1)/bwud2w1Trong đó :

ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, Tra bảng

6.5(Trang 96, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất –

TS Lê Văn Uyển) ta có ZM=274Mpa1/3

dw1=2aw/(u+1)=2.200/4,32+1=75,19(mm)

Ta có :

vH = δH.go.v.√ aw/u = 0,004.56.3,63.√200/4 ,32=5,53

KHv = 1+ vH.bw.dw1/(2T1.KHβ.KHα) = 1+ 5,53.60.75,19/(2.101309,5.1,05.1,09)=1,107

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,05.1,09.1,107 = 1,29=1,27Vậy :

σH= ZHZMZε√ 2T1.KH(u + 1)/(bwud

w12)

=274.1,76.0,87 √ 2.101309,5.1,27.(4,32+ 1)/(60.4 ,32.75,19)2

= 412,4 MPa < [σH] = 445,45 Mpa

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4.3.2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ta có :

σF1= 2T1KFYεYβ.YF1/(bwdw1m) (*)

Theo bảng 6.7 (Trang 98, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn KFβ = 1,12 Tra bảng 6.14(Trang 107, Tínhtoán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)với cấp chính xác 8 và v < 5m/s , KFα = 1,27

Ta có :

νF = δF.go.v.√ aw/u = 0,011.56.3,63.√200/4 ,32 = 15,2

KFv = 1+ vF.bw.dw1/(2T1.KFβ.KFα) = 1+ 15,2.75,19.60/(2.101309,5.1,12.1,27) = 1,24

KF = KFβ.KFα.KFv = 1,24.1,27.1,12 = 1,76Với Ɛα = 1,75, YƐ = 1/ Ɛα = 0,57

Với β = 0 , Yβ = 1

Tra bảng 6.18(Trang 109, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta được YF1 = 3,8, YF2 = 3,63

Với m = 2,5 mm, YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; YR = 1 ; KxF = 1

Do đó :

[σF1] = [σF1] YS. YR. KxF = 226,29 1,022 1 = 231,27 MPaTương tự tính được [σF2] = 220,775 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (*)

σF1 = 2.101309,5.1,76.0,57.1.3,8/(60.75,19.2,5) = 68,49 MPa <

[ σ F]1

σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 68,49.3,63/3.8 = 65,43 MPa < [ σ F]24.3.2.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với Kqt = Tmax/T =1,4

σH1max = σH.√Kqt = 445,45.1,4 = 623,63 MPa < [σH]max

σF1max = σF1.Kqt = 226,29.1,4 =316,8 MPa < [σF1]max

σF2max = σF2.Kqt = 216.1,4 =302,4 MPa < [σF2]max

4.3.3 Các thông số và kích thước của bộ truyền

Đường kính vòng chia d1 = 75 ; d2 = 325mm

Đường kính đỉnh răng da1 = 80mm ; da2 = 330 mm

Đường kính đáy răng df1 = 68,75mm ; df2 = 318,75mm

4.4 Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Tra bảng 6.6(Trang 97, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn ψba=0,39

ψbd=0,53ψba(u+1)=0,53.0,39(1+2,79)=0,78

Tra bảng 6.7(Trang 98, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) chọn KHβ=1,05

Môđun được tính theo công thức : m=(0,01÷0,02)a w=(2,1÷4,2)mm

Tra bảng 6.8(Trang 99, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn môdun pháp mn=2,5

Chọn sơ bộ β = 15o , do đó cosβ = 0,9659

Số răng bánh nhỏ :

Z1 = 2awcosβ/[m(u+1)] = 2.210.0,9659/[2,5(2,79 + 1)] = 42,8

Lấy Z1 = 43

Số bánh răng bánh lớn :

Z2 = u.Z1 = 2,79.43= 119,97Lấy Z2 = 120

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um = 120/43 = 2,79

cosβ = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 0,9702Suy ra β = 14o0’49”

- Góc ăn khớp : cosαtw= ztmcosα 2a

w =163.2,5.cos20 2 210 o=0,911

Vậy α=240

4.4.2 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

4.4.2.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

σH=ZMZHZε√ 2T1KH(u+1)/bwud2w1Trong đó :

ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, Tra bảng

6.5(Trang 96, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất –

TS Lê Văn Uyển) ta có ZM=274Mpa1/3

Ta có :

vH = δH.go.v.√ aw/u = 0,002.73.1,24.√210/2,79=1,57

KHv = 1+ vH.bw.dw1/(2T1.KHβ.KHα) = 1+ 1,57.82.110,82/(2.420659,55.1,13.1,05)=1,014

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,05.1,13.1,014 = 1,29=1,203Vậy :

σH= ZHZMZε√ 2T1.KH(u + 1)/(bwud

w12)

=274.1,74.0,85 √ 2.420659,55.1,203.(2,79+ 1)/82.2,79.(110,82)2

= 443,57 MPa < [σH] = 445,45 Mpa

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4.3.2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ta có :

σF1= 2T1KFYεYβ.YF1/(bwdw1m) (*)

Theo bảng 6.7 (Trang 98, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta chọn KFβ = 1,12 Tra bảng 6.14(Trang 107, Tínhtoán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển)

Ta có :

νF = δF.go.v.√ aw/u = 0,006.73.1,24.√210/2,79 = 4,71

KFv = 1+ vF.bw.dw1/(2T1.KFβ.KFα) = 1+ 4,71.82.110,82/(2.420659,55.1,12.1,37) = 1,033

KF = KFβ.KFα.KFv = 1,033.1,37.1,12 = 1,59Với Ɛα = 1,83, YƐ = 1/ Ɛα = 0,55

Với β = 14, Yβ = 0,9

Tra bảng 6.18(Trang 109, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS

TS Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển) ta được YF1 = 3,7 YF2 = 3,6

Với m = 2,5 mm, YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; YR = 1 ; KxF = 1

Do đó :

[σF1] = [σF1] YS. YR. KxF = 226,29 1,022 1 = 231,27 MPaTương tự tính được [σF2] = 220,775 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (*)

σF1 = 2.420659,55.1,59.0,55.1.3,7/(82.110,82.2,5) = 119,82 MPa < [ σ F]1

σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 119,82.3,6/3.7= 116,58 MPa < [ σ F]2

4.3.2.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với Kqt = Tmax/T =1,4

σH1max = σH.√Kqt = 445,45.1,4 = 623,63 MPa < [σH]max

σF1max = σF1.Kqt = 226,29.1,4 =316,8 MPa < [σF1]max

σF2max = σF2.Kqt = 216.1,4 =302,4 MPa < [σF2]max

4.4.3 Các thông số và kích thước của bộ truyền

Đường kính vòng chia d1 = 110,79 ; d2 = 309.18mm

Đường kính đỉnh răng da1 = 115.79mm ; da2 = 314,18 mm

Đường kính đáy răng df1 = 104,54mm ; df2 = 302,93mm

4.5 Tính lực tác dụng lên bánh răng

4.5.1 Tính lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng gồm 2 lực : lực vòng P, lực hướng tâm Pr, giá trị các lực được xác định như sau:

Lực tác dụng lên bánh dẫn :

P11=2Md x

1 =2.101309,575 =2701,59N

Pr11= Ptanα cosβ = 2701,59.tan20 cos0 o=983,29N

4.5.2 Tính lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng gồm 3 lực : lực vòng P, lực hướng tâm Pr, lực dọc trục Pa giá trị các lực được xác định như sau :