ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU BKĐN

CHƯƠNG 1:GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI1.1 Phân tích nhiệm vụ:Gồm các yêu cầu sau: Xác định yêu cầu kỹ thuật. Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. Tính toán thiết kế các chi tiết (bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc). Thiết kế kết cấu,vẽ phác. Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết Tổng hợp đồ án và thuyết minh.1.2 Yêu cầu kỹ thuật: Các số liệu ban đầu: Tham khảo từ thực tế. Lực kéo băng tải: F = 4500N Vận tốc: V = 1 ms Đường kính tang: D =350 mm Tải trọng thay đổi rung động nhẹ. Thời gian phục vụ 5 năm, mỗi ngày làm việc 8h, năm làm việc 300 ngày.1.3 Lập kế hoạch thực hiện:Bảng phân bố kế hoạch thực hiện theo tuần: (Bảng A).1.4 Xây dựng các phương án thiết kế:1.4.1 Ý tưởng thiết kế:a. Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận công tác: Bộ truyền trong (kín) thường dùng hộp giảm tốc. Ưu điểm: Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi bẩn,hiệu suất làm việc cao. Khuyết điểm: Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền trong. Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền. Nhận xét: Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động.

CHƯƠNG 1:

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

1.1 Phân tích nhiệm vụ:

 Gồm các yêu cầu sau:

- Xác định yêu cầu kỹ thuật

- Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế

- Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

- Tính toán thiết kế các chi tiết (bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc)

- Thiết kế kết cấu,vẽ phác

- Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết

- Tổng hợp đồ án và thuyết minh

1.2 Yêu cầu kỹ thuật:

 Các số liệu ban đầu: Tham khảo từ thực tế.

- Lực kéo băng tải: F = 4500N

- Vận tốc: V = 1 m/s

- Đường kính tang: D =350 mm

- Tải trọng thay đổi rung động nhẹ

- Thời gian phục vụ 5 năm, mỗi ngày làm việc 8h, năm làm việc 300 ngày

1.3 Lập kế hoạch thực hiện:

 Bảng phân bố kế hoạch thực hiện theo tuần: (Bảng A).

1.4 Xây dựng các phương án thiết kế:

1.4.1 Ý tưởng thiết kế:

a Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận công tác: Bộ truyền trong (kín) thường dùng

hộp giảm tốc

* Ưu điểm: Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi bẩn,hiệu

suất làm việc cao

* Khuyết điểm: Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền trong.

Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền

* Nhận xét: Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động

b Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác: Bộ truyền ngoài (hở): Dùng bộ

truyền xích hoặc bộ truyền đai, bộ truyền động bánh răng rất ít dùng

* Nhận xét: Bộ truyền ngoài truyền chuyển động trực tiếp từ động cơ đến bộ phận

công tác nhưng phương án này không phù hợp, bộ truyền ngoài có tuổi thọ kém, tỉ sốtruyền bị thay đổi khi quá tải Không nên dùng bộ truyền ngoài trực tiếp

c Phối hợp: Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ truyền trong + bộ phận công tác.

Động cơ + bộ truyền trong + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác

* Ưu điểm: Hộp giảm tốc nhỏ gọn vì tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ

truyền trong và bộ truyền ngoài

* Nhận xét: Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế.

1.4.2 Xây dựng phương án thiết kế:

a Bộ truyền ngoài:

* Bộ truyền đai:

+ Ưu điểm: Có thể truyền giữa các trục ở khoảng cách xa (> 15m) Tính chất đàn

hồi cao, có thể trượt khi làm việc quá tải Độ dẻo dai cao, truyền động êm nên làm việckhông gây ồn, thích hợp truyền động lớn Vận tốc truyền động của đai lớn Kết cấu đơngiản, không cần bôi trơn

+ Khuyết điểm: Phải căng đai trước khi làm việc, kích thước bộ truyền đai lớn Tỉ số

truyền thay đổi được khi bị trượt đai Tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn (từ 2 đến 3lần bánh răng) Tuổi thọ kém (từ 1000 đến 1500 giờ)

* Bộ truyền xích:

+ Ưu điểm: Không trượt, hiệu suất làm việc cao Làm việc không phải căng xích,

kích thước nhỏ hơn bộ truyền đai Truyền động được nhờ sự ăn khớp giữa dây xích vàbánh xích, có thể cùng lúc truyền chuyển động và công suất cho nhiều bánh xích bị dẫn

Có thể dùng bộ truyền xích để thay đổi tốc độ (tăng hoặc giảm tốc độ) Khả năng tải vàhiệu suất làm việc cao hơn truyền động đai

+ Khuyết điểm: Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tải trọng phụ Phải kiểm tra hệ

thống bôi trơn thường xiêng Khi bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm việc nhiều

bụi bẩn thì xích nhanh bị hư Dễ bị mòn bánh xích, răng và bản lề, dễ đức xích khi làmviệc quá tải

b Hộp giảm tốc:

* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển:

+ Ưu điểm: Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản.

+ Khuyết điểm: Bánh răng bố trí không đều trên các trục nên lực phân bố không

đều Kích thước hộp giảm tốc lớn

* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:

+ Ưu điểm: Kích thước hộp giảm tốc theo chiều dài nhỏ nên hộp giảm tốc này nhỏ

hơn các loại khác Làm việc chắc chắn

+ Khuyết điểm: Hạn chế khả năng chọn phương án vì bố trí chiều ngang rộng

Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp, khó bôi trơn các ổ trong vỏ hộp Khả năng tải cấp nhanhchưa dùng hết

*Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi:

+ Ưu điểm: Tải trọng phân bố đều trên các trục Sử dụng tối đa khả năng tải hai cặp

bánh răng Mô men xoắn trên các trục trung gian nhỏ chỉ bằng một nửa mô men xoắn cầntruyền Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển dobánh răng và ổ bố trí đối xứng

+ Khuyết điểm: Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn Bề rộng

hộp giảm tốc lớn

* Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ:

+ Ưu điểm: Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các hộp

giảm tốc khác

+ Khuyết điểm: Ap lực phân bố không đều trên các răng Hiệu suất truyền động kém

(so với bộ truyền bánh răng trụ chỉ bằng 0,85) Kích thước bánh răng lớn Bánh răng cônkhó chế tạo

1.5 Chọn phương án thiết kế:

* Chọn bộ truyền ngoài: Chọn bộ truyền xích làm phương án thiết kế bộ truyền ngoài.

Vì kết cấu bộ truyền xích có kết cấu nhỏ gọn, vận tốc băng tải nhỏ nhưng lực kéo lớnthích hợp dùng bộ truyền xích

* Chọn hộp giảm tốc: Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục làm phương

án thiết kế hộp giảm tốc Hộp giảm tốc này mục đính hạn chế về chiều dài

Bộ truyền xích + Băng tải.

* Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

CHƯƠNG 2:

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

 Các số liệu ban đầu:

- Lực kéo băng tải: F = 4500 N

- Đường kính tang: D =350 mm

- Tải trọng thay đổi và rung động nhẹ

- Thời gian phục vụ: 5 năm, mỗi ngày làm 8h, năm làm việc 300 ngày

2.1 Chọn động cơ:

- Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết Nếu gọi Pt – công suất trên băng tải,

 - hiệu suất truyền động, Pct – công suất tính toán cần thiết, thì:

isb = ih.in

ih - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ, ih = 8 ÷ 40 Chọn ih = 9

in - Tỉ số truyền bộ truyền ngoài, in = 2 ÷ 6 Chọn in = 3

 Chọn động cơ AO2-42-4 với N dc = 5,5 kW và n dc = 1450 vòng/phút,

- Điều kiện mở máy:

2.2 Phân phối tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền chung của hệ: i =

dc lv

n

1450

26,57 54,57 

- Công suất làm việc trên các trục:

i

P T

n n

Với Z01 và n01 là số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở

Z01 = 25 (răng) thì ta chọn n01 = 200 (vòng/phút)

n1 = nIII = 161,1 vòng/phút

 kn =

200 161,1 = 1,24

kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng, số dãy xích là 3  kd = 2,5

P - Công suất cần truyền đi: P = PIII = 4,78 (kW)

 Công suất tính toán:

4, 78.1,95.1, 24.12,5



tt

P

≈ 4,62 kW

Tra Bảng 6-4 tài liệu TK-CTM với n01 = 200 vòng/phút chọn bộ truyền xích ống con

lăn 3 dãy mỗi dãy có bước xích t = 19,05 mm thõa điều kiện bền mòn Ptt <  P = 5 kW,diện tích bản lề S = 105,8mm2

Với loại xích này tra Bảng 5.2 tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có tảitrọng phá hỏng Q = 108000 N, khối lượng 1 m xích q = 5,8 kg, đường kính chốt d0 = 5,88mm

Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện: n1≤ n gh với giá trị n gh được tra trong Bảng6-5 tài liệu TK-CTM: 161,1 =n1≤ n gh = 1500 vg/ph (thỏa mản).

Trong đó:  u số lần va đập cho phép, tra bảng 6-7 ta có  u = 35 lần/s

25.161,1 [u]

t 180 sin

Z =

o

19,05 180 sin

25 = 152 mm

+ Đĩa bị dẫn: dc2 =

o 2

t 180 sin

Z =

o

t 180 sin

kt =1,15 hệ số trọng lượng xích khi bộ truyền xích nằm ngang

Trị số áp suất cho phép [p0] được tra trong bảng 6-6 tài liệu TK-CTM

b Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:

Vậy s > s nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền.

c Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

A = 106 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn

kd = 2,5 dùng cho xích 3 dãy, hệ số tải trọng không đều

Z1 = 25 ⇒ kr = 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của đĩa xích

Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép [σ H] = 600 MPa và đạt độ

rắn HB210, bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đĩa

3.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng.

3.2.1 Chọn vật liệu.

- Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:

Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 241 285 (chọn HB260), tra bảng6.1[1] ta có b1= 850MPa, ch1 = 580MPa

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 241 285 (chọn HB255), tra bảng6.1[1] ta có b2 = 850MPa, ch 2 = 580MPa

3.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Chọn KxH = 1

YR – Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng Chọn YR = 1

YS – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Chọn YS = 1

KXF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn KXF = 1

KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Chọn KFC = 1 (tải 1 phía, bộ truyền quay 1chiều)

σ0

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

σ 0

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

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

+ Bánh răng lớn: σ 0

HLim2 = 2.255 + 70 = 580 MPa

σ 0 FLim2 = 1,8.255 = 459 Mpa

- Hệ số tuổi thọ xác định theo công thức:

Trong đó:

mH, mF - Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, mH = mF = 6 khi HB < 350

NHO - Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30.HHB2,4

NHO1 = 30.(260)2,4 = 1,875.107

NHO2 = 30.(255)2.4 = 1,790.107

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn: NFO = 4.106

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- Với tải trọng thay đổi liên tục ta quy về 1 trong 5 chế độ chịu tải Ta chọn chế độ chịutải đó là chế độ I - Chịu tải nặng Lúc này chu kỳ tương đương xác định theo công thức:

Trong đó:

KHE, KFE – Hệ số quy đổi tra bảng 6.4 [1] ta được KHE = 0,5 ; KFE = 0,3

N - Tổng số chu kỳ chịu tải N = 60cn t i i

Với:

ni, ti – Lần lượt là số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răngđang xét

c – Số lần tiếp xúc trong một vòng quay, c = 1

t – Tổng số thời gian làm việc, t = 8.300.5 = 12000 giờ

- Tổng số chu kỳ chịu tải của cặp bánh răng:

NFE1, NFE2 > NFO nên ta lấy NFE1 = NFE2 = NFO = 4.106

- Hệ số tuổi thọ của cặp bánh răng:

Flim1.KFL1 / SF = 468.1/1,75 = 267,4 MPa[σH2]’ = σ0

Hlim2.KHL2 / SH = 580.1/1,1 = 527,3 MPa[σF2]’ = σ0

Flim2.KFL2 / SF =459.1/1,75 = 262,3 MPa

=> Bánh răng trụ răng nghiêng: [σH]’ =2

1.([σH1]+ [σH2]) = 531,9 Mpa

- Ứng suất quá tải cho phép:

2

H 1 ba

T K [ ] i



 (+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

- Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài: aw1 = Ka.(i1+1)

1 H 3

2

H 1 ba

T K [ ] i

+ Tra bảng 6.5[1] => Ka = 43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loạirăng.

Chọn aw1 = 146 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

- Chọn m1 = (0,0 ÷ 0,02)aw2 = (0,01 ÷ 0,02).146 = 1,46 ÷ 2,92 mm

Theo bảng 6.8[1] chọn m1 = 2,5 mm

- Chọn sơ bộ góc nghiêng:  = 100, cos = 0,9848

Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2aw2.cos/[m1.(i1+1)] = 28,8  Chọn Z1 = 29

Số răng bánh lớn: Z2 = i1.Z1 = 3.29 = 87 => Lấy Z2 = 87

- Tính góc : cos = [m1.(Z1+Z2)]/ (2.aw1)= [2,5.(29+87)]/(2.146) = 0,9932

  = 6,710 = 6042’35”

c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH = ZMZHZε

2

1 1 1

2 ( 1)

+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5[1] => ZM =

274 Mpa1/3

+ ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =

2.cos sin 2

b tw





βb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb= cost.tg , theo TCVN 1065-71 chọn  = 200

2.cos 6,3 sin 2.20,13 = 1,75+ Zε - Hệ số trùng khớp của bánh răng

+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2.aw1/(i1+1) = 2.146/(3+1) = 73 mm



= 5,54 m/sTra bảng 6.13[1], cấp chính xác 8 vì bánh răng trụ nghiêng v <10 m/s Tra bảng6.14[1] chọn K H = 1,09

 H =  H.g0.v

1 1

w

a i

δ H - Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp: Tra bảng 6.15[1] => δ H = 0.002

g0 - Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2: Tra bảng 6.16[1] => g0 = 56

=> H = 0,002.56.5,54

146

3 = 4,33

+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính vềtiếp xúc: Tra bảng 6.7[1] => KHβ = 1.045

+ Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1+



= 364 MPa

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = [σH]’.ZV.ZR.KxH

Với v = 5,54 m/s cấp chính xác động học là 8, cấp chính xác tiếp xúc là 8, chọn Ra =2.5 độ nhám của bề mặt làm việc, ta có hệ số ảnh hưởng đến bề mặt làm việc ZR = 0,95 và

da < 700 mm nên KxH = 1

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.5,540,1 = 1,01: Hệ số ảnh hưởng đến vận tốcvòng

=> [σH] = 531,9.1,01.0,95.1 = 510,4 MPa

Như vậy σH < [σH], cơ cấu đủ bền

Chọn bw1 = 22 mm

d Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Để đảm bảo uốn cho răng Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép.

Y - Hệ số trùng khớp của răng: Y = 1/ = 1/1,73 = 0,58

Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y = 1 -  0 /140 = 1 – 6,710/140 = 0,952

KF - Hệ số tải trọng khi tính uốn KF = KFβ.KF.KFv

+ KFβ -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, trabảng 6.7[1]: KFβ = 1,045

+ KF - Hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng, cấp chính xác độnghọc là 8 Tra bảng 6.14[1] => KF = 1,27

+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1+

w1 w1 1

w

a

i Bảng 6.15[1]: F = 0,006và bảng 6.16[1]: go= 56

- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:

[F1] = [F1]’.YR.YS.KxF

[F2] = [F2]’.YR.YS.KxF

Trong đó:

YS - Hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất YS=1,08 - 0,0695.lnm1 =1,016

YR - Hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF - Hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn, do da < 400 mm nên KxF = 1

Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn

e Kiểm nghiệm quá tải:

Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm quá tải

để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại Max không vượt quá

một giá trị cho phép:

- Hệ số quá tải: Kqt = Tmax/T = 2 (giả thiết)

T: momen xoắn danh nghia

Tmax: momen xoắn quá tải

- Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì: Hmax = H √ Kqt < [

=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép

g Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp chậm:

2 2

.[ ]'

H

H ba

T K i



(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

- Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài: aw2 = Ka.(i2+1)

2 3 '2 2

.[ ]

H

H ba

T K i

II

P M

n

Nmm+ Tra bảng 6.5[1] => Ka = 43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loạirăng

Chọn aw2 = 146 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

- Chọn m2 = (0,0 ÷ 0,02)aw2 = (0,01 ÷ 0,02).146 = 1,46 ÷ 2,92 mm

Theo bảng 6.8[1] chọn m2 = 2,25 mm

- Chọn sơ bộ góc nghiêng:  = 100, cos = 0,9848

Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2aw2.cos/[m2.(i2+1)] = 31,95  Chọn Z1 = 32

Số răng bánh lớn: Z2 = i1.Z1 = 3.32 = 96 => Lấy Z2 = 96

- Tính góc : cos = [m2.(Z1+Z2)]/ (2.aw2)= [2,25.(32+96)]/(2.200) = 0,9863

  = 9,490 = 9029’40”

c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH = ZMZHZε

2

2 ( 1)

+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5[1] => ZM =

274 Mpa1/3

+ ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =

2.cos sin 2

b tw

2.cos8,91 sin 2.20, 26 = 1,67+ Zε - Hệ số trùng khớp của bánh răng

+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw2 = 2.aw2/(i2+1) = 2.146/(3+1) = 73 mm



= 1,85 m/sTra bảng 6.13[1], cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ nghiêng v < 4 m/s Tra bảng6.14[1] chọn K H = 1,13

 H =  H.g0.v.

2 2

w

a i

δ H - Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp: Tra bảng 6.15[1] => δ H = 0.002

g0 - Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2: Tra bảng 6.16[1] => g0 = 73

=> H = 0,002.73.1,85

146

3 = 1,88+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính vềtiếp xúc: Tra bảng 6.7[1] => KHβ = 1.02

+ Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1+



= 497,2 MPa

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = [σH]’.ZV.ZR.KxH

Với v = 1,85 m/s cấp chính xác động học là 9, cấp chính xác tiếp xúc là 8, chọn Ra =2.5 độ nhám của bề mặt làm việc,ta có hệ số ảnh hưởng đến bề mặt làm việc ZR = 0,95 và

da < 700 mm nên KxH = 1

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.1,850,1 = 0,904: Hệ số ảnh hưởng đến vận tốcvòng

Y - Hệ số trùng khớp của răng: Y = 1/ = 1/1,75 = 0,57

Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y = 1 -  0 /140 = 1 – 9,490/140 = 0,932

KF - Hệ số tải trọng khi tính uốn KF = KFβ.KF.KFv

+ KFβ -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, trabảng 6.7[1]: KFβ = 1,05

+ KF - Hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng, cấp chính xác độnghọc là 9 Tra bảng 6.14[1] => KF = 1,37

+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1+

w2 w2 2

w

a i

- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:

YR - Hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF - Hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn, do da < 400 mm nên KxF = 1

Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn

e Kiểm nghiệm quá tải:

Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm quá tải

để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại Max không vượt quá

một giá trị cho phép:

- Hệ số quá tải: Kqt = Tmax/T = 2 (giả thiết)

T: momen xoắn danh nghia

Tmax: momen xoắn quá tải

- Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì: Hmax = H √ Kqt < [

H]max

Hmax = H √ Kqt = 494. 2 = 698,6 Mpa

[H]max = 2,8.ch1 = 1624 Mpa