Đồ án môn học chi tiết máy

ở đây ta chọn bộ truyền trục vít không tự hãm với z1=2.Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra đợc hiệu suất của các bộ truyền,nó đợc thống kê ở bảng sau... Vì trong bộ truyền trục vít xuất hi

Mục lục

Trang A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I – Chọn động cơ 4

II- Phân phối tỷ số truyền 6

III- Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục 7

B- Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít I- Chọn vật liệu trục vít- bánh vít 8

II- Xác định ứng xuất tiếp xúc mỏi cho phép 9

III- Xác định ứng xuất mỏi cho phép 9

IV- Xác định ứng xuất quá tải cho phép 10

V- Sơ bộ chọn hiệu xuất, số mối ren trục vít 11

VI- Xác định thông số bộ truyền 11

VII- Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc 12 VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít 13

IX- kiểm nghiệm quá tải 14

X- xác định các kích thớc hình học của bộ truyền 14

XI – Xác định lực trên bộ truyền trục vít – bánh vít 15

C- Tính bộ truyền bánh răng I- Chọn vật liệu 16

II- Xác định ứng xuất cho phép 17

III- Tính chọn một số thông số bộ truyền 19

IV- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 20

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23

V- Kiểm nghiệm quá tải 24

VII- Các thông số bộ truyền 25

VIII- Xác định lực trên bộ truyền bánh răng 27

D- Tính bộ truyền xích I- Chọn số răng đĩa xích 28

II- Xác định một số thông số bộ truyền 28

III- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn 30

IV- Tính các thông số bộ truyền 31

V- Tính kiểm về độ bền tiếp xúc 32

VI- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền xích 32

E- Tính trục I- Chọn vật liệu trục 34

II- Xác định sơ bộ đờng kính trục và khoảng cách gối 34 III- Xác định chính xác đờng kính trục 37

IV- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 43

V- Kiểm nghiệm độ cứng của trục 51

VI- Tính chọn then 52

VII- Tính chọn ổ 55

VIII- Tính chọn khớp nối 61

G- Kết cấu vỏ hộp 61

H- Tính chọn dầu và mỡ bôi trơn 67

K- Xác định và chọn các kiểu lắp 69

M- Phơng pháp lắp ráp các chi tiết trên hộp 71

J- Tính nhiệt 73

Tài liệu tham khảo 74

Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].

η - Hiệu suất truyền động

Ta có :

η = ηôl3 ηtv η1r ηx ηkn.Trong đó : ηôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηtv- Hiệu suất của bộ truyền trục vít

η1r- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

ηx- Hiệu suất của bộ truyền xích

ηkn- Hiệu suất của bộ truyền khớp nối

ở đây ta chọn bộ truyền trục vít không tự hãm với z1=2.Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra đợc hiệu suất của các

bộ truyền,nó đợc thống kê ở bảng sau

ở đây đề bài cho tải trọng không đổi - êm dịu và chế

độ làm việc của động cơ dài hạn

Do đó ta có công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác

Pt=Plv.Với hệ thống băng tải ta có:

Plv=

1000

.V F

=> Plv=

1000

1 , 0 7200

=0,72 [kw] (2)

từ (1) và (2) ta có:

Pct=

64 , 0

72 , 0

T T

T

< Theo b¶ng phô lôc 1.2/1/ s¸ch thiÕt kÕ CTM víi Pct=1,125

So víi ®iÒu kiÖn trªn ta cã: P ®c =1,5 > P ct =1,125.

Tû sè

nlv- Số vòng quay của trục tang

nlv=6,4 v/ph (tính ở trên)

nđc=1400 v/ph (chọn ở trên)

 Ut=

4 , 6

Với U1- Tỷ số tryuền của bánh vít – trục vít

U2- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

Đối với hộp giảm tốc trục vít –bánh răng đẻ tìm U1 có

ph-ơng trình sau:

1 1 1

3

1 2

2

1

.

) / 1 (

.

λ ϑ γ

γ

c tg

u

u u u

= +

82 0 10 55

,

, ,

439410,4

b- thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

I- chọn vật liệu chế tạo trục vít - bánh vít.

Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợc lớn và

điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không

đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn vàgiảm bớt nguy hiểm về dính Mặt khác do tỷ số truyền U lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn nhiều so với bánh vít, do

đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít

Vì lực kéo lớn nhất trên băng tải cho F=7200 N nên tảitrọng chỉ là tải trọng trung bình vì vậy ta chọn vậtliệu trục vít là thép 45 đợc tôi bề mặt hoặc tôi thểtích đạt độ rắn HRC= 45

Để chọn vật liệu bánh vít ta dựa vào vận tốc trợt , vận tốctrợt đợc chọn theo công thức gần đúng sau:

1

3 10

8 ,

Trong đó: Vs- Vận tốc trợt

nI- Số vòng quay của trục vít

PI- Công suất của trục vít

U1- Tỷ số truyền của trục vít

 Vs= 8,8.10-3.3 1,103.22.1400 2 = 3,88 [m/s].

Với Vs = 3,88 m/s < 5 m/s ta chọn vật liệu bánh vít là

đồng thanh không thiếc

trục

Ta chọn đồng thanh nhôm sắt ni ken ký hiệu: PA h

II- xác định ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tínhthấp hơn nhiều so với trục vít làm bằng thép 45 nên khi thiết kế chỉ cần xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít, với bánh vít làm bằng đồng thanh nhôn sắt dạng hỏng về dính là nguy hiểm hơn cả, do đó ứng suất tiếp xúc cho phép xác

định từ điều kiện chống dính , nó phụ thuộc vào trị số vận tốc trợt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải tức

là ứng suất tiếp xúc cho phép trong thờng hợp này xác

định từ độ bền tĩnh chứ không phải từ độ bền mỏi

Với Vs= 3,88 m/s tra bảng 7.2/1/trang 148 , ta chọn đợc trị

số ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép

[ H ] = 216 Mpa.

Tra bảng 7.1/1/ trang 146 ta xác định đợc ứng suất bền

và ứng suất chảy cho phép

b = 600 Mpa.

ch = 200 Mpa.

III- xác định ứng suất uốn mỏi cho phép

Đối với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc, ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau:

[F]=[F0].KFL.trong đó: [F]-ứng suất suất uốn cho phép ứng với 106

chu kỳ

KFL- Hệ số tuổi thọ

[F]- ứng suất uốn mỏi cho phép Khi bộ truyền quay một chiều thì:

max 2

6

10 25

10

10 =

 [σF]= [σFO].KFl= 166.0,54= 89,64 [Mpa].

IV- xác định ứng suất quá tải cho phép

Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải cần xác định ứng suất tiếp cho phép khi quá tải [σH]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max Vì bánh vít làm bằng đồng thanhkhông thiếc nên:

[σH]max= 2σch= 2.200= 400 [Mpa].

[σF]max= 0,8σch= 0,8.200= 160 [Mpa].

chọn số mối ren trục

vít và số răng bánh vít

Ta chọn số mối ren trục vít z1= 2, do đó số răng bánh vít

là :

Z2= U1.Z1= 22.2= 44 răng

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K H = 1,2.

Với Z1=2 , chọn sơ bộ hiệu suất trục vít η= 0,75, do đó

momen xoắn trên trục bánh vít là: T II = 123128,9 (tính ở

aw1= (z2+q)3

2 2

170

q

K T z

H II H

] [ 



 σ

170

q

K T z

H II

2 , 1 123128,9

216 44

Ta chọn aw1 theo tiêu chuẩn SEV đợc a w1 =90

Môdun của trục vít đợc xác định từ aw

VII- kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của

bộ truyền đã đợc thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:

q z z

H II w

) (

2

[σH]

Với aw1, z2và q đã biết, để tính σH thì cần xác định

chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] theo vận tốc trợt

Vs, mômen xoắn trên trục bánh vít ,hiệu xuất η và hệ số tải trọng KH

• Góc vít đợc xác định theo công thức sau:

γw= arctg

x q

Z

2

1

+2 0 32 5

12

2

,

, , cos

.

.

= Π

w

w n d

Vậy ta chọn vật liệu bánh vít là phù hợp ,vì khi chọn vật liêu bánh vít ta chọn Vs < 5 m/s

Tra bang 7.2/1/ : [σΗ]=2 1 8 MPA

• Tính hiệu suất của bộ truyền trục vít

η= 0,95

) ( γ ϕ

γ +

w

w

tg tg

γ +

65 , 8

răng.Vì đầu bài cho tải trọng không đổi -

q z z

H II w

) (

.

3 2

209 1 75 131173 90

5 12 44 44

,

, ,

σ

σ σ

Vậy σH = 216 < [σH ] = 218 [Mpa], điều kiện ứng xuất

tiếp xúc đợc thoả mãn

VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá một giá trị cho phép

.

4 , 1 2 2

F n

F F II

m d b

K Y T

σ

≤

Trong đó: TII- Momen xoắn trên trục bánh vít

YF- Hệ số biên dạng răng, xác định theo số răng tơng đơng

Zv= 3 ( )3

2

65 , 8 cos

m d b

K Y T

2

2

4 , 1

=

11 3 6 138 35

209 1 465 1 75 131173 4

1

, ,

, , ,

Bộ truyền trục vít –bánh vít có thể bị quá tải khi mở máy hoặc khi hãm… do đó cần kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.với Kqt=Tmm/T= 1,4.

Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng, ứng suất cực đại không đợc vợt quá một trị số cho phép

σHmax= σH K qt ≤[σH]max

 σHmax = 216 1 , 4=255,5< [σH ] max =400 Mpa.

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh chân bánh vít , ứng suất uốn cực đại không đợc vợc quá một trị số cho phép

90

, ) , ( ,

6-§ êng kÝnh ngoµi cña b¸nh vÝt d aM

Víi z1=2 th× daM2≤ da2+1,5m = 146,9 +1,5.3,15 =151,6 [mm]

Chän d aM2 = 150 [mm].

7- ChiÒu réng b¸nh vÝt b 2.

Khi z 2 =2 th× b2≤ 0,75.da1 = 0,75.45,675 =34,26 [mm] LÊy b 2 = 35 [mm].

8-ChiÒu dµi ren trôc vÝt b 2 vµ b íc ren trôc vÝt t.

Khi z1= 2 th× b1≥ (11 + 0,06.z2).m= (11+0,06.44).3,15 = 42,9 [mm],

35 arcsin

5 , 0 1

XI- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền trục vít -

20 cos

0 0

c- thiết kế bánh răng

I-Chọn vật liệu.

Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là nh nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu nh sau

II- xác định ứng suất cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] đợc xác định theo công thức sau

[σH] =

H

HL xH v r H

S

K K Z

.

0 lim

σ

[σF ] =

F

Fc FL xF s R F

S

K K K Y

.

0 lim

σ

.Trong đó : ZR- Hệ số xêt 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 bánhrăng

YR- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân

độ bền uốn

KFc- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải vì bộ truyền quay một

Chiều nên K Fc = 1.

KHL,KFL-Hệ số tuổi thọ

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

σ0 Hlim- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

σ0 Flim- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z R Z v K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1, do

đó công thức ứng suất cho phép là:

[σH] =

H

HL H

S

K

.

0 lim

σ

[σF ] =

F

Fc FL F

σ

.Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245 Mpa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB2=230 Mpa

tra bảng 6.2/1/ đợc

σ0 Hlim = 2.HB +70 và S H =1,1.

σ0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75.

 σ0

Hlim1 = 2.HB 1+70 = 2.245 + 70 = 560 [Mpa]

 σ0

Hlim2 = 2.HB 2+70 = 2.230 + 70 =530 [Mpa]

 σ0 Flim1 = 1,8.HB1 = 1,8.245 =441 [Mpa]

 σ0 Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 =414 [Mpa]

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:

NHO = 30.H2,4

1H.

 NH01 = 30.2452,4 =1,6 10 7

 NH02 = 30.2302,4 =1,39.10 7

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

đối với mọi loại thép

N Fo = 4.10 6.Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên chu kỳ tơng đ-

ơng là:

NHE1 = NFE1= N1 = 60.c.n.t∑ = 60.1.63,3.310.8.6

=5,6.10 7

NHE2 = NFE2= N2 = 60.c.n.t∑ = 60.1.17,3.310.8.6 =1,5.10 7.Với c, n, t∑ lần lợt là số lần ăn khớp trong một phút, số vòng quay trong một phút, tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Vì NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1.

NHE 2> NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1.

NFE 1> NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K FL1 = 1.

NFE 2> NFO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1.

Từ các số liệu trên ta xác định đợc ứng suất cho phép

[σH]’ =

H

HL H

S

K

.

0 lim

σ

 [σH]’1=

H

HL H

S

K

.

0 lim

σ

=

1 1

1 560

S

K

0 lim

σ

=

1 , 1

1 530

= 481,8 [Mpa]

[σF ]’ =

F

Fc FL F

S

K

K

0 lim

σ

=

75 , 1

1 1 441

= 525 [Mpa]

 [σF]’2=

F

Fc FL F

σ

=

75 , 1

1 1 414

=236,5 [Mpa]

Vì bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị [σH]1’ và [σH]2’ vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH ]

= 481,8 [Mpa].

• xác định ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng đợc tôi cải thiện thì :

.

ba H

H II

U

K T

Ψ σ

β

.Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra

8 , 481 (

04 , 1 75 , 131173

U m

a w

= 22,9Chọn Z3 = 22 răng

Do đó Z4= u2.z3 = 3,68.22 =80,9 Chọn Z4=80 răng.Tính lại khoảng cách trục :

aw2 =

2

) 80 22 (

5 , 3 2

Hệ số giảm đỉnh răng : y 0 , 014

1000

102 136 , 0 1000

x z k

20 cos 5 , 3 102

2

cos

IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ

truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

σH = ZM.ZH.Zε 2 + ≤

1 2

2

) 1 (

2

w w

H II

d U b

U K T

cos

.

01

27 21 2

1 2

−

=

80

1 22

1 2 3 88 1 1

1 2 3 88 1

4 3

4− , =0,876

TII- Momen xoắn trên trục bánh răng 3.

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH β.KH α.KHv

KH β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/1/ với ψ1d = 0,74

(tính ở trên ) tra đợc K Hβ=1,04

KH α- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp, với răng thẳng K Hα=1.

KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv tính theo công thức sau

KHv= 1 +

β

H II

w w H

K K T

d b V

2

3 , , ,

Với HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra đợc hệ số kể

, = 0,81 [m/s]

 KHv= 1 +

β

H II

w w H

K K T

d b V

.

.

2

3

04 1 75 131173 2

9 77 54 81 0

, ,

, ,

1,013

 KH = KH β.KH α.KHv = 1,04.1.1,013= 1,054.

σH = ZM.ZH.Zε 2

2 2

2 1 2

w w

H II

d U b

U K T

.

) (

.

 σH = 274.1,72.0,876 2

) 59 , 77 (

64 , 3 54

) 1 64 , 3 (

054 , 1 75 , 131173

=428,2

[Mpa]

Với v= 0,26 m/s <5 m/s lấy Zv= 1, với cấp chính xác tiếp

xúc là 9, chọn cấp chính xác động học là 9 khi đó cần giacông răng đạt độ nhám Rz=10 40 àm do đó ZR= 0,9 với

2 , 428 62 ,

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tạichân răng không vợt quá một trị số cho phép:

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

II

.

2

2 2

1 β ε

Y

Y

σ

[σF2]Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3 m- môđun pháp

KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn.

KF= KF β KF α KFv

K F β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98

đợc K Fβ = 1,176

KF α- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vìrăng thẳng

w w F

K K T

d b V

2

w w F

K K T

d b V

2

.

=1+

1 176 , 1 75 , 131173

2

59 , 77 54 136 , 2

Y Y Y K T

w w

F F

II

.

2

2 2

1 β ε

=

5 , 3 59 , 77 54

82 , 3 1 59 , 0 2 , 1 75 , 131173

2

= 48,38 [Mpa]

• Xác định ứng suất uốn trên bánh 4

σF2 =

82 , 3

53 , 3 38 , 48 1

2 1

F

F F

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy

ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

Kqt = = = 1 , 4

T

T T

.Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợc ứng suất suất cho phép

σHmax= σH K qt ≤ [σH]max

σHmax= σH K qt = 428,2 1 , 4 =506,6 [Mpa]

Vậy σHmax = 506,6 < [σHmax ]=1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực đại σFmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép

σFmax = σF.Kqt ≤ [σF]max

σF1max = σF1.Kqt = 48,38.1,4 =67,7 [Mpa]

σF2max = σF2.Kqt = 44,7.1,4 = 62,6 [Mpa]

Vậy σF1max = 67,7 < [σF1 ] max = 360 [Mpa]

5 , 3 2

[mm]

Vì aw có tận cùng là 5 ,0 nên lấy aw= 180 mm

180 2 1

20 5 3 102 2

0

,

cos ,

cos

§êng kÝnh ch©n r¨ng df df3=

68,95

df4=273,6

VIII- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền bánh răng.

Lực của bộ truyền bánh răng có phơng chiều, điểm đặt lực nh hình vẽ và trị số đợc xác theo công thức sau:

27 , 21 76 , 3380 cos

αtw- Góc ăn khớp, αtw = 21,270 (tính ở trên)

β- Góc nghiêng của răng vì răng thẳng nên β = 0

I- Chọn loại xích.

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm ta chọn xích ống con lăn mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích răng

II-Xác định một số thông số của bộ truyền.

1Xác định số răng đĩa xích.

Với Ux = 2,7 tra bảng 5.4/1/ trang 80 ta chọn đợc số răng

đĩa xích nhỏ là Z1 = 27 răng , do đó số răng đĩa xíchlớn là :

Z2 = Ux.Z1 = 2,7.27 = 72,9

Vậy số răng đĩa xích lớn là : Z2= 73 răng

2- xác định b ớc xích t

Bớc xích t đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn củabản lề, điều kiện đảm bảo độ bền mòn đợc viết dới dạng

Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng

đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ theo dãy tiêu chuẩn n01 = 50 [v/ph]

K- Đợc tính từ các hệ số thành phần

K= k0.ka kđc k1t Kđ kc

K0- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, giả sử

đờng nối hai tâm đĩa xích so với phơng nằm ngang nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ đợc k 0 = 1.

Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử

khoảng cách trục a = (30 50).t, tra bảng 5.6/1/ đợc k a = 1.

Kđc- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây

chọn vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra

bảng 5.6/1/ đợc k đc = 1.

K1t- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, ở đây môi ờng làm việc

tr-có bụi , chất lợng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ đợc K 1t = 1,3.

Kđ- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở

đây cho tải trọng

25,4 [mm] và công suất cho phép [P] = 3,2 kw, thoả mãn

4 , 25 ) 27 73 ( 2

73 27 40 2

4

) (

2 1 2 2

Π

− +

+ +

a

t z z z z t

−

− +

− + +

−

2 1 2 2

2 1 1

( 5 ,

− +

+

−

2 2

14 , 3

27 73 2 ) 73 27 ( 5 , 0 132 )

27 73 ( 5 , 0 132

3 , 17 27

III Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc ờng xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần

th-tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s, ở

đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với

Kđ= Tmm/T = 1,4

.F F0 F s k

Q

v t

d

≥ + +

Trong đó : Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/1/ đợc Q =

V=

60000

3 , 17 4 , 25 27 60000

=

2 , 0

796 , 0 1000

Q

=11,6 Theo bảng 5.10/1/ với n < 50 v/ph tra đợc [s] = 7

Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

IV-Tính các thông số của bộ truyền xích.

1- Đ ờng kính vòng chia đĩa xích d.

d1=

27

180 sin

4 , 25

1

= Π

= Π

z t

= 590,5 [mm]

VI- Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

σH = 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

K r1 = 0,396 (vì z1 = 27 răng), K r2 = 0,22 (vì z2=73 răng).

A- Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/

đợc A=180 mmE- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [Mpa]

=>σH1= 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

1 180

10 1 , 2 ).

369 , 0 1 3980 (

396 ,

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

1 180

10 1 , 2 ).

369 , 0 1 3980 ( 22 ,

=475

Tra bảng 5.11/1/ ta dùng gang xám Cη 24-44 tôi đạt độrắn HB = 400, sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho phép

VI- Xác định lực tác dụng lên trục.

Fv= Kx.Ft = 1,15.3980 = 4577 [N].

Trong đó: Ft- Lực vòng, Ft= 3980 [N] ( Xác định ở trên).Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 lấy K x = 1,15

Giả sử bộ truyền xích nghiêng so với phơng ngang một góc

200

Fx

Fy

• Sơ đồ phân tích lực ăn khớp tổng thể của

bộ truyền.

e- tính toán trục của hộp giảm tốc.

I- chọn vật liệu chế tạo trục

vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 ờng hoá, có

th-σ1= 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép τ = (12…30) Mpa

II- Xác định sơ bộ đờng kính trục và khoảng cách

gối trục

dK= 3

] [

2 ,

k

T

.Trong đó: dk- Đờng kính trục thứ k

[τ]- Mômen xoắn cho phép chọn [τ] = 15 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

TI= 7524,04 [N.mm]

TII= 131173,75 [N.mm]

TIII=TII.U3.η1r.ηol =131173,75.3,68.0,98.0,99=468334,36 [N.mm]

ds11 = 3

] [

2 ,

0 Iτ

T

= 3

15 2 , 0

04 , 7524

= 13,6 [mm], chọn ds11 = 20[mm]

ds12 = 3

] [

2 ,

0 IIτ

T

= 3

15 2 , 0

75 , 131173

= 35,2 [mm], chọn ds12= 40[mm]

ds13 = 3

] [

2 ,

0 IIIτ

T

= 3

15 2 , 0

36 , 468334

= 53[mm], chọn ds13= 55[mm]

Do đờng kính đầu vào của hộp giảm tốc d1 đợc lắp bằngkhớp nối với trục của động cơ nên đờng kính tối thiểu của trục vào phải lấy bằng

(0,8 1,2).dđc, tra bảng p1.6/1/ đợc dđc= 22 mm do đó

d1= (0,8 1,2).22 = (17,6 26,4) mm

Vậy ta chọn d1= 20mm là hợp lý