Đề tài Thiết kế truyền động cơ khí

vào việc thiết kế một hệ thống truyền động cụ thể.Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên củng cố các kiến thức các môn học liên quan,vận dụng khả năng sáng tạo,tìm hiểu về các hệ thống,

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ ĐỒNG NAI KHOA ĐIỆN, ĐIỆN TỬ, CƠ KHÍ VÀ XÂY DỰNG

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Giảng viên hướng dẫn : NGUYỄN HỘ

Sinh vin thực hiện: PHAN ĐÌNH QUANG NGUYỄN ĐỨC THÀNH

Lớp: …11CCD01……

Khố: …2011-2014

Đồng Nai, thng 07… năm 2013…

Cộng hịa x hội chủ nghĩa Việt Nam Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

Bộ Giáo Dục và Đào Tạo

Trường Đại học Công Nghệ Đồng Nai

Khoa Điện, Điện Tử, Cơ Khí và Xây Dựng

Bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

o0o

vào việc thiết kế một hệ thống truyền động cụ thể.Ngoài ra môn học này còn giúp

sinh viên củng cố các kiến thức các môn học liên quan,vận dụng khả năng sáng

tạo,tìm hiểu về các hệ thống,nắm vững các quá trình thiết kế để có thể vận dụng

vào thiết kế các hệ thống cơ khí khác và hoàn thành tốt đồ án môn học này sẽ tạo

điều kiện cho sinh viên thực hiện tốt luận án tốt nghiệp sau này

Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học này,chúng em luôn được sự hướng dẫn của thầy cô trong các bộ môn trong khoa Điện,Điện tử ,Cơ khí và Xây dựng và

đặc biệt thầy Nguyễn Hộ hoàn thành đồ án môn học này.Em xin cảm ơn sự giúp đỡ

của các thầy cô

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

SVTH: Phan Đình Quang

:Nguyễn Đức Thành

NHẬN XT CỦA GIẢNG VIN PHẢN BIỆN ……… ………

………

……… ………

………

……… ………

………

……… ………

………

……… ………

………

……… ………

………

……… ………

………

……… ………

………

Footer Page 6 of 113.

MỤC LỤC:

Trang

3 Phần 1: Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

1.1 Phân tích nhiệm vụ 4

1.2 Xác định các yêu cầu kỹ thuật 4

1.3 Nhiệm vụ phải làm 5

1.4 Lập kế hoạch thực hiện 5

1.5 Xây dựng các phương án thiết kế 7

Phần 2: Tính toán và thiết kế Chương I: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 8

I.1 Chọn động cơ 8

I.2 Phân phối tỉ số truyền 8

Chương II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động 10

II.1 Thiết kế bộ truyền xích 10

II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng 13

II.3 Thiết kế Trục – Then – Khớp nối 27

II.3.1 Thiết kế Trục – Then 27

A Thiết kế trục 27

B Chọn then 37

II.3.2 Chọn khớp nối 39

II.4 Tính toán và chọn ổ lăn 40

II.5 Chọn các chi tiết phụ 44

II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 46

Bảng dung sai lắp ghép 47

Tài liệu kham khảo 48

TI LIỆU THAM KHẢO

1/Đặng Chất,Lê Văn Uyển-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập I và II) –NXB Giáo dục

2/ Nguyễn Hữu Lộc-Chi tiết máy-NXB đại học Quốc gia

3/ Trần Hữu Quế-Vẽ cơ khí(tập 1 và 2)-NXB Giáo dục

4/Nguyễn Thanh Nam-Phương pháp thiết kế kỹ thuật- NXB đại học Quốc gia

5/Ninh Đức Tốn,Nguyễn Thị Xuân Bảy-Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường-NXB Giáo dục

Phần 1:Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống 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 tốn thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngồi 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:

-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:

1 Động cơ điện 3 pha khơng đồng bộ

2 Hệ thống truyền động cơ khí

3 Tang chủ động của băng tải

*Số liệu ban đầu:

-Lực vịng trên băng tải:F = 3000(N) -Vận tốc băng tải :v =1(m/s) -Đường kính tang : D = 320 (mm) -Thời gian phục vụ : 5 (năm)

-t1 = 15 (giây) -T1 = T -t2 = 48 (giây) -T2 = 0,85T -t3 = 0 -T3 = 0

Sơ đồ tải trọng

* Yêu cầu thiết kế:

+Kích thước nhỏ gọn,phù hợp với khơng gian làm việc.Đảm bảo sức bền

+Vận hành an tồn ,dễ sử dụng,sữa chữa,bảo trì lắp ráp …

+Thiết kế cĩ tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện cĩ

1.3 Xây dựng các phương án thiết kế:

1.3.1 Ý tưởng thiết kế:

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

*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 số truyền 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

1.3.2 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

việc không gây ồn,thích hợp truyền động lớn.Vận tốc truyền động của đai lớn.Kết

cấu đơn giản,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 3 lần 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 và bánh 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 và hiệu 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 làm việc 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

nhanh chưa 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 cần truyền.Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp

dạng khai triển do bánh 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 côn khó chế tạo

1.4 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 lớn thích 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

 Phương án thiết kế:Động cơ + hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục + bộ truyền xích + băng tải

*Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

t T

10.55,9

t

t T

T T

n

2

6.10.55,9

t

t T

T v

F

2

.1000

Ptđ =

04815

048.85,015.11000

1

Công suất động cơ cần thiết:Pct =



t

P

kW Với  hiệu suất truyền động, ol4.br2.x.k

664 2

320

1 60000

60000



v

= 59 ,71vòng/phút Chọn tỉ số truyền chung:ut = un.uh =10.2,5 = 2

uh- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,uh = 840

un- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,un= ux = 25

sb ñc

n n

P P

Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB

Giáo dục chọn động cơ 4A100L4Y3 với Pđc = 4 kW và nđc = 1420 vòng/phút,

I.2 Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của hệ:ut =

1420

= 23,78 Công suất làm việc: PIV = Plv = Ptđ = 2,664kW

kW

P P

x ol

lv III 2,83

95,0.99,0

664,2

br ol

III

II ,98

96,0.99,0

83,2

br ol

II

I 3,14

96,0.99,0

98,2

78 , 23

Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3,084 Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm

Số vòng quay các trục: n I n ñc  1420 vòng/phút

44 , 460 084 , 3

,3

44,460

,2

29,

n

P

T 9,55.106

269011420

410.55,9

10.55,



ñc

ñc ñc

n

P

211171420

14,3.10.55,9.10.55,



I

I I

n

P

6180844

,460

98,2.10.55,9

10.55,



II

II II

n

P

18103329

,149

83,2.10.55,9

10.55,



III

III III

n

P

42607971

,59

664,2.10.55,9

10.55,



IV

IV IV

Công suất P,kW 4 3,14 2,98 2,83 2,664

Tỉ số truyền u 9.512 3,084 3,084 2,5

Số vòng quay n,vòng/phút 1420 1420 460,44 149,29 59,71

Mô men xoắn T,Nmm 26901 21117 61808 181033 423079

Chương II Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động

II.1 Thiết kế bộ truyền xích:

1 Chọn xích tải:

Lực vòng băng tải F = 3000 N Vận tốc băng tải v = 1 m/s

=> Chọn xích con lăn 3 dãy.Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé.Độ bền mỏi cao,chế tạo ít phức tạp hơn xích ống

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:

a Chọn số răng đĩa xích:

Với ux =2,5

Số răng đĩa nhỏ : Z1 = 29 – 2.u  19

d z n

t  . . .  Trong đó:

kc = 1,25 băng tải làm việc hai ca

kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi,bôi trơn đạt yêu cầu.

k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95

kd hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì kd = 2,5

P = PIII = 2,83 (kW) công suất cần truyền

Công suất tính toán: Pt = 2,83.1,04.1,34.1,95/2,5 =3,08 kW Tra bảng 5.5[1] với n01= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p = 19,05 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt <  P = 4,8 đồng thời tra bảng

a Z

Z p

a

4

1 ) (

2

1

1 2 2 2

1 60

24 2

1 05 , 19

762

1 2 1

5 ,

24 5 , 0 122 05 , 19 25 ,

a = (0,002 0,004).a = 0,003.754,04= 2.,26 mm

Do vậy: a = a*- a = 752 mm

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z1.n1/(15.x)   i

Trong đó:  i số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có  i = 35 1/s

b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

 H

d vñ

ñ t r

H k F K F E A k 

 0,47 .(  ) /( ) 

1Trong đó: H ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1]  H = 600 Mpa

E = 2,1.105 Mpa

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

Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép  H = 600 MPa và đạt

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

4 Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

Với r = 0,502.dI + 0,05 = 0,502.11,91 + 0,05 = 6 mm Tra bảng 5.2[1] dI = 11,91 mm

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 HB241 285(chọn HB260),tra bảng 6.1[1] ta có b1 = 850MPa, ch1 = 580MPa

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB255),tra bảng 6.1[1]ta có b2 = 850MPa, ch2 = 580MPa

2 Xác định ứng suất cho phép:

Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:

[H] = (0

Hlim/ SH) ZR.ZV.KXH.KHL[F] = (0

Flim/ SF).YR.YS.KXF.KFC.KFLTrong đó:Sơ bộ chọn ZR.ZV.KXH =1

YR.YS.KXF =1 0

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

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

Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350 0

HLim= 2HB + 70(Mpa); SH =1,1; 0

Flim =1,8.HB(Mpa); SF =1,75 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: 0

HLim1 = 2.260 +70 = 590 MPa

0 FLim1 = 1,8.260 = 468 MPa

Bánh răng lớn: 0

HLim2 = 2.255 + 70 = 580 MPa

0 FLim2 = 1,8.255 = 459 Mpa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:NHO=30.H HB2.4

NHO1=30.(260)2.4=1,87.107

NHO2=30.(255)2.4=1,7.107

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

Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:

NHE =60 cnt = 60.c.  i i

i

t n T

T

.

3

max

NFE= 60 cnt = 60.c.  i i

m i

T n T

.

max

mF:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,mF =6 khi HB < 350 c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1

n:số vòng quay trong một phút

t :tổng số thời gian làm việc, t= 7.365.16 = 40880 giờ (làm việc 2 ca)

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:

t T

NFE2= 60.c.( n1/u1).t i   i

i

T T

][

ba H

H

u

K T

2 2 2

][

ba H

H

u

K T

Tra bảng 6.6[1]=> ba = 0,2

bd = 0,5.ba.(u1+1)= 0,5.0,2.(3,084 + 1) = 0,41

Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KH = 1.05 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc

aw1=43.(3,084 + 1).3

2

2 , 0 084 , 3 532

05 , 1 61808

= 126,27mm

Chọn tiêu chuẩn aw1 = 126 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m = (0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).126 =1,26 …2,52 mm Theo bảng 6.8[1] chọn m = 2,5 mm

Chọn sơ bộ:  = 100 ,cos = 0,9848

Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos /[m.(u1+1)]=24,30Chọn z1 = 24

Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,084.24=74,01 =>lấy z2 =74

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 74/24 = 3,08 Tính góc  :cos = [m.(um +1)]/ (2.aw1) = [2,5.(74 + 24)]/(2.126) = 0,9722

 = 13,530 = 12031’10”

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 đô chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng

đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số

nếu cần thiết

Ưng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:H = ZM.ZH.Z

2 1 2

2

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

cos.2

70,12cos.2

1

 )].cos13,530 =1,65

Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 Đường kính vòng lăn bánh: dw1 = 2.aw2/(um+1) = 2.126/(3,08+1) = 61,76

mm

Vận tốc vòng:v =

60000

d w1n II



=

60000

44 , 460 76 , 61

 H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1] H = 0.002

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

=>H = 0,002.73.1,48.

08 , 3 126

= 1,38

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>K H =1.05

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







H H

w w H

K K T

d b

2

.

76 , 61 2 , 25 38 , 1

= 1,01

Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=K H.K HV.K H= 1,05.1,01.1,13 = 1,19

Ưng suất tiếp xúc: H = ZM.ZH Z.

) (

)1.(

2

2 1 1

1 2

w m w

H

d u b

u K

) 1 08 , 3 (

19 , 1 61808

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 = 0,85.0,890,1 = 0,91:hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng

 ] > H,do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc

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

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1

1 2

1





  [F1]

1 2

1

F F F

Y Y

  [F2] Trong đó:

Y:hệ số trùng khớp của răng:Y = 1/ = 1/1,65 = 0,60

Y:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y=1 -  0 /140 = 0,903

KF=KFB.KF .KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.

KFB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,12

KF :hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,KF =1,37

KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp

W F

K K T d b

2

F = 0,006.73.1,48

084,3

126 = 4,14

 KFv = 1 +

37 , 1 12 , 1 61808 2

76 , 61 2 , 25 14 , 4

YF2 = 3,62 hệ số dịch chỉnh x = 0

Do đó:

5 , 2 76 , 61 2 , 25

80 , 3 903 , 0 60 , 0 58 , 1 61808 2

3 = 98,44MPa Ưng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:

[ ' 1

F

 ] = [F1].YR.YS.KxF [ '

2

F

 ] = [F2].YR.YS.KxFTrong đó:

YS = 1,08 – 0,0695.lnm =1,003 YS hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất

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

KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do da < 400 mm nên KxF

[ ' 2

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 = 1,6

T: momen xoắn danh nghia

Tmax: momen xoắn quá tải

Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì Hmax = H K qt <[H]max

Hmax = H K qt = 431,87 1,6 = 546,27 Mpa [H]max = 2,8.ch1 = 1624 Mpa

[F2]max = 464 Mpa =>[F1]max > F1max

[F2]max > F2max

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

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

Khoảng cách trục:aw1 = 126 mm Tỷ số truyền:u1 = 3,52 Môđun:m = 3 Góc nghiêng:  = 13,530

][

ba H

H

u

K T

1 2 1

][

ba H

H

u

K T

T1:momen xoắn trên trục chủ động

T1 = 9,55.106.PI/nI = 21117 Nmm

aw2 = 49,5.(3,084 + 1).3

2

2 , 0 084 , 3 532

05 , 1 21117

= 125,96 mm

Chọn tiêu chuẩn aw1 = aw2 =126 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m=(0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).126 = 1,26…2,52 mm Theo bảng 6.8[1] chọn m = 2,5 mm

Chọn sơ bộ:  = 100 ,cos = 0,9848

Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos /[m.(u1+1)]=24,30Chọn z1 = 24

Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,084.28 =74,016=>lấy z2 = 74

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 74/24 = 3,08 Tính góc  :cos = [m.(u1+1)]/ (2.aw1) = [2,5.(74 + 24)]/(2.126) = 0,9722

 = 13,530= 13031’48”

c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và đô chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng

đến khả năng làm việt của bộ truyền Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số

nếu cần thiết

Ưng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:H=ZM.ZH.Z

2 1 1

1

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

cos.2