thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Thiết lập dụng cụ cắt. Safety Zone :Vùng an toàn. Ở đây chúng ta chỉ quan tâm đến thẻ Stock setup: Stock view :Khung nhìn quan sát phôi. Trong phần shape (hình dạng phôi) Sẽ có những tùy chọn sau : Rectangular :dạng chữ nhật Cylindrical : Dạng khối trụ. Solid phôi có dạng khối solid (không có dạng đặc biệt). File :Lấy phôi từ một file sẵn có.Thiết lập dụng cụ cắt. Safety Zone :Vùng an toàn. Ở đây chúng ta chỉ quan tâm đến thẻ Stock setup: Stock view :Khung nhìn quan sát phôi. Trong phần shape (hình dạng phôi) Sẽ có những tùy chọn sau : Rectangular :dạng chữ nhật Cylindrical : Dạng khối trụ. Solid phôi có dạng khối solid (không có dạng đặc biệt). File :Lấy phôi từ một file sẵn có.

Bản vẽ đầy đủ vui lòng comment tên bản vẽ + email ở mục Yêu cầu trên www.banvekythuat.com

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 cho trục I Tr38

Chọn ổ lăn cho trục II Tr39

Chọn ổ lăn cho trục III Tr40

Phần IV Tính toán các yếu tố của vỏ hộp v à 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 án đ-ợc thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :

+ Chi tiết máy T1 , T2 - Nguyễn Trọng Hiệp (1999)

+ H-ỡng dẫn hoàn thành đồ án môn học Chi tiết máy (1979)

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

Các số liệu đ-ợc 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:

Tm m= 1,4T1

T2 = 0,6T1

t1 = 2 (h)

t2 = 5 (h)

tc k= 7 (h)

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

Nhiệm vụ thiết kế:

* Bản thuyết minh về thiết kế và tính toán

* Bản vẽ hộp giảm tốc (Khổ A0)

* Bản vẽ chế tạo chi tiết (Khổ A3)

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

Phần I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1).Chọn động cơ

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

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

 là hiệu suất truyền động

Để xác định đ-ợc công suất Pc t cần xác định đ-ợc công suất tính toá n

Pt = Pt d với (kW)

t

t P

P

P P

2

1 i

2

1 i i

i 1

i 1

lâu dài trên trục máy công tác, nên ta có:

t t

t P

P t P P P P

2 1

2 2

1

2 1 2

1 1

P

1 2 1

2 = = và t1 = 2(h)

t2 = 5(h) ; tc k = t1+t2 = 2+5 = 7(h) Vậy ta có công suất t-ơng đ-ơng là:

kW 984 , 2 5

2

5 6 , 0 2 1 05 , 4 t

t

t P

P t P P P

P

2 2

2 1

2 2

1

2 1 2

1 1

Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ

truyền và ổ đ-ợc tra trong bảng 2 -3

(Tr.19 )

k 1 là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục

từ trục động cơ sang trục I

thẳng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn

(cấp nhanh)

nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn

984 , 2 P

Tỉ số truyền của bộ truyền xích un = 2 (lần)

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 15 (lần)

v 60

35 , 1 60 D

v 60

T 4 , 1 T

T



=

Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1

Tra trong các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là

Cos IK/Id n TK/Td n Đ/k trục

động cơ (mm)

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

2).Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí

Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí theo các thông số của động cơ

điện chọn đ-ợc

*)-Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động đ-ợc xác định bằng tỉ số của số vòng quay

đầu vào của bộ

truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền

lv

dc t

n

n

u = (lần) Với: 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

2890 n

n u

lv

dc

t = = = (lần); ut = 31,52 (lần)

*)-Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động đ-ợc phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộtruyền

ngoài (bộ truyền xích & bộ truyền 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)

Vậy ta có tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:

6 , 12 5 , 2 1

52 , 31 u u

u u

u

u

x k t n

t

Đây là hộp giảm tốc khai triển, tính toán theo điều kiện bôi trơn và yêu cầu thể tích hộp nhỏ nhất

có thể đ-ợc Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh ( u1) lớn hơn tỉ số truyền của cấp chậm ( u2)

uh = u1.u2 = 3,17 4,121 = 13,06 ( lần)

Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là :

413 , 2 1 06 , 13

52 , 31 u u

u u

k h

Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pc t của động cơ ta tính

) Nmm ( 11367 10

55 , 9 2890

44 , 3 n

P 10 55 , 9

dc

ct 6

n n

2890

4 , 3 n

P 10 55 , 9

1

1 6

c).Trên trục 2:

Số vòng quay: 701,3(v/p)

121 , 4

2890 u

n n

1

1

Công suất trên trục: P1 = P1 b r 1.o l = 3,4.0,97.0,99 = 3,269(kW) Momen xoắn trên trục: .9,55.10 44516(Nmm)

3 , 701

269 , 3 n

P 10 55 , 9

2

2 6

d).Trên trục 3:

Số vòng quay: 221,23(v/p)

17 , 3

3 , 701 u

n n

2 2

C«ng suÊt trªn trôc: P1 = P2 b r 2.o l = 3,269.0,97.0,99 =

3,14(kW)

Momen xo¾n trªn trôc: .9,55.10 135547(Nmm)

23 , 221

14 , 3 n

P 10 55 , 9

3

3 6

e).Trªn trôc c«ng t¸c:

413 , 2

23 , 221 u

n n

x

3

lv = = =

C«ng suÊt trªn trôc: Pl v = P3 x.o l = 3,14.0,96.0,99 = 2,98(kW) Momen xo¾n trªn trôc: .9,55.10 309337(Nmm)

92

98 , 2 n

P 10 55 , 9

lv

lv 6

H m HE

HO HL

N

N

K =

i i 3

1 ứng suất tiếp xúc cho phép  H 

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

- SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

- KHL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh h-ởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

- NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng

ứng với tr-ờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đ-ợc tính theo công thức (6.7) :

Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:

H

o lim H

8 3

3 2

HE

i i 3

max

i h

2 2

HE

10 159 , 1 7

5 6 , 0 7

2 1 6500 7 , 703 1 60 N

t

t T

T t n c 60 N

Do bánh răng dẫn quay nhanh, nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mòn nhanh, theo thuyết sức bền

đều ta nhiệt luyện bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn

H1H2 +(1015)HB Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255

ứng suất tiếp xúc cho phép

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

Do đ-ờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là một đ-ờng thẳng

song 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:

o lim H HL xH v R H

o lim H H

S 1 1 S K

K Z Z S

600

SH

o 1 lim H 1

H = = =



1 , 1

580

SH

o 2 lim H 2



2 ứng suất uốn cho phép  F 

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

- KFC – Hệ số xét đến ảnh h-ởng đặt tải bộ truyền quay một chiều

KFC=1

- o Flim – 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 h-ởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

- NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng

ứng với tr-ờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đ-ợc tính theo công thức

Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:

o Flim=1,8HB ; SF=1,75 ứng suất uốn cho phép

FO FL

N

N

K =

i i m

F

 

=

8 6

6 2

FE

i i m

max

i h

2 2

FE

10 756 , 8 7

5 6 , 0 7

2 1 6500 7 , 703 1 60 N

t

t T

T t n c 60 N

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

Do đ-ờng cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là một đ-ờng thẳng

song 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)

III)–Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục aw đ-ợc xác định theo công thức(6.15a):

 3

ba 2 H

H a

w

u

K T ).

1 u (

K a



 +

Trong đó:

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

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

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

o lim H FL FC xF s R F

o lim F F

S 1 1 1 S K

K K Y Y S

477

SF

o 1 lim F 1

F = = =



75 , 1

459

SF

o 2 lim F 2



  527 , 27 4 , 121 0 , 25 88,1(mm)

07 , 1 11235 ).

1 121 , 4 (

5 , 49

u

K T ).

1 u (

K

2 3

1 ba 1 2 n H

H 1 1

a 1



 +

m1= 1,5

b) Xác định số răng và tỉ số truyền thực

Tổng số răng zt :

120 5 , 1

90 2 m

a 2 z z z

1

1 w 2 1

t = + = = = (răng) mà z2 = u1.z1

Vậy số răng bánh nhỏ z1:

43 , 23 1 121 , 4

120 )

1 u (

z z

Với ∆u = 2,34%<4% bộ truyền đ-ợc 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:

 H 2

1 w 1 m 1 w

1 m H 1 H

M H

d u b

) 1 u (

K T 2 Z Z

- ZH – Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

- Z – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng

- KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

- dw1 – Đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động(mm)

- bw1 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm)

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

- T1 – 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 đ-ợc xác định theo công thức (6.34):

tw

b H

2 sin

cos 2 Z

t1 = arctg(tg/cos) Trong đó:

-  – Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 –71, =20

-  – Góc nghiêng răng =0

=> t1 =  = 20,b= = 0

Góc ăn khớp tw đ-ợc 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 ( 2 sin

0 cos 2 2

sin

cos 2 Z

1 tw

708 , 1 1 97

1 23

1 2 , 3 88 , 1 cos z

1 z

1 2 , 3 88 , 1

2 1

90 2 1 u

a 2 d

1 m

1 w 1

+

= +

=

+) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw:

bw1= aw1.ba1= 90.0,25 = 22,5(mm) Chọn bw1= 23(mm) +) Vận tốc vòng v1:

) s / m ( 22 , 5 60000

2890 5 , 34 60000

n d

v1= w1 1 =  =

+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH đ-ợc xác định theo công thức (6.39):

KH= KH.KH.KHv

Trong đó:

- 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

=

H H 1

1 w 1 w H Hv

K K T 2

d b 1 K

Trong đó:

1 m

1 w 1 o H H

u

a v g

90 22 , 5 56 006 , 0 u

a v g

1 m

1 w 1 o H



1 07 , 1 11235 2

5 , 34 23 1 , 8 1 K K T 2

d b 1 K

H H 1

1 w 1 w H

đ-ợc xác định nh- sau:

Zv= 0,85.v0,1 = 0,85.(5,22)0,1=1,003 Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công

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

Đ-ờng kính đỉnh răng:

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

=> KxH = 1 Vậy 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 đ-ợc ở trên vào công thức (2) ta có:

  502 , 4 ( MPa ) )

MPa ( 7 , 495

5 , 34 217 , 4 23

) 1 217 , 4 (

356 , 1 11235 2 874 , 0 764 , 1 274 d

u b

) 1 u (

K T 2 Z Z Z

H H

2 2

1 w 1 m 1 w

1 m H 1 H

M H

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 đ-ợc v-ợt 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 T 2

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 – Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm) +) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y đ-ợc xác định nh- sau:

Y=1/ với =1,708 (tính đ-ợc ở trên) => Y=1/=1/1,708=0,585

cos

z z

Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng lên: zv1= z1= 23 ; zv2= z2= 97

Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng x = 0 và:

Số răng t-ơng đ-ơng zv1= 23 => YF1= 4

Số răng t-ơng đ-ơng zv2= 97 => YF2=3,6 +) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF đ-ợc xác định theo công thức(6.45):

KF= KF.KF.KFv

Trong đó:

- 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

=

F F 1

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

- v1 – Vận tốc vòng của bánh răng v1= 5,22 (m/s)

217 , 4

90 22 , 5 56 016 , 0 u

a v g

1 m

1 w 1 o F



1 17 , 1 11235 2

5 , 34 23 6 , 21 1 K K T 2

d b 1 K

F F 1

1 w 1 w F

Đ-ờng kính đỉnh răng da1= 37,5(mm)<700(mm) => KxF = 1

Vậy ứng xuất uốn cho phép là:

F1 = F1.YR.Ys.KxF = 272,57.1.1,052.1 =286,74(MPa) +) Tính chính xác F2:

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

đ-ợc xác định:

=> Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052

Hệ số xét đến ảnh h-ởng của độ nhám mặt l-ợn chân răng th-ờng bánh răng phay thì YR=1

, 89 5

, 1 5 , 34 22

4 1 585 , 0 933 , 1 11235 2 m

d b

Y Y Y K T 2

1 F 1

w 1 w

1 F F

1 1

  275 , 92 ( MPa ) 343

, 80 4

6 , 3 27 , 89 Y

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 th-ờng…)

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 , 1 T

T T

T

Kqt = max = mm =

Trong đó :

- T– Momen xoắn danh nghĩa

- Tmax– Momen xoắn quá tải

H max

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

mặt l-ợn chân răng không v-ợt quá giá trị cho phép(6.49):

 F max qt

F max

 F maxqt

2 F max 2

F =  K = 80 , 34 1 , 4 = 112 , 48 ( MPa )  



Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

IV)–Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục aw đ-ợc xác định theo công thức:

 3

ba 2 H

H a

w

u

K T ).

1 u (

K a



 +

Trong đó:

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

T – 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 – 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

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:

  536 , 36 3 , 17 0 , 35 94,5(mm)

05 , 1 44516 ).

1 17 , 3 (

43

u

K T ).

1 u (

K

2 3

2 ba 2 2 c H

H 2 2

a 2



 +

2

16 cos 100 2 ) 1 u ( m

cos a 2 z

2 n

2 w

+

= +

) 73 23 (

2 a

2

) z z ( m cos

2 w

4 3

=

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:

 H 2

3 w 2 m 3 w

2 m H 2 H

M H

d u b

) 1 u (

K T 2 Z Z

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

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

- T2 – 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 đ-ợc xác định theo công thức sau:

tw

b H

2 sin

cos 2 Z

t2 = arctg(tg/cos) Trong đó:

' 15 15 cos 2 2

sin

cos 2 Z

2 tw

' 15 16 sin 35

m

sin b

1 23

1 2 , 3 88 , 1 cos z

1 z

1 2 , 3 88 , 1

2 1

1 1

) mm ( 92 , 47 1 174 , 3

100 2 1 u

a 2 d

2 m

2 w 1

+

= +

=

+) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw3:

bw3= aw2.ba2= 100.0,35 = 35(mm) Lấy bw3= 35(mm) +) Vận tốc vòng v2:

) s / m ( 76 , 1 60000

3 , 701 92 , 47 60000

n d





 +

=

H H 2

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

- v2 – Vận tốc vòng của bánh răng (m/s)

ứng với v2=1,76(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn

đ-ợc cấp chính xác 9 Vậy theo bảng 6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đ-ợc

go=73

174 , 3

100 76 , 1 73 002 , 0 u

a v g

2 m

2 w 2 o H



Vậy: 1 , 025

05 , 1 05 , 1 44516 2

92 , 47 35 442 , 1 1 K K T 2

d b 1 K

H H 1

3 w 3 w H

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

Đ-ờng kính đỉnh răng:

da3= dw3+2.m = 47,92+2.2 = 51,92(mm)<700(mm)

=> KxH = 1 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 đ-ợc ở trên vào công thức (2) ta có:

  509 ( MPa ) )

MPa ( 1 , 490

92 , 47 174 , 3 35

) 1 174 , 3 (

216 , 1 44516 2 783 , 0 706 , 1 274 d

u b

) 1 u (

K T 2 Z Z Z

H H

2 2

3 w 1 m 3 w

2 m H 2 H

M H

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 đ-ợc v-ợt 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 T 2

F

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 – Momen xoắn trên trục chủ động T2= 11235(Nmm)

+) Hệ số xét đến độ nghiêng của răng Y

Y= 1-/140 = 1-1615'/140 = 0,8846 +) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y đ-ợc xác định nh- sau:

Y=1/ với =1,629 (tính đ-ợc ở trên) => Y=1/=1/1,629 =0,614

+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:

Số răng t-ơng đ-ơng đ-ợc xác định theo công thức sau:

26 ' 15 16 cos

23 cos

73 cos

=

F F 2

3 w 3 w F Fv

K K T 2

d b 1 K

Trong đó:

2 m

2 w 2 o F F

u

a v g

- go – Hệ số kể đến ảnh h-ởng của sai lệch các b-ớc răng bánh 3 và bánh 4, go=73

- v2 – Vận tốc vòng của bánh răng v2= 1,76 (m/s)

174 , 3

100 76 , 1 73 006 , 0 u

a v g

2 m

2 w 2 o F



37 , 1 12 , 1 44516 2

92 , 47 33 327 , 4 1 K K T 2

d b 1 K

F F 2

3 w 3 w F

Đ-ờng kính đỉnh răng da1= 51,92(mm)<700(mm) => KxF = 1

Vậy ứng xuất uốn cho phép là:

F1 = F1.YR.Ys.KxF = 272,57.1.1,032.1 =281,3(MPa) +) Tính chính xác F2:

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

đ-ợc xác định:

=> Ys=1,032

Hệ số xét đến ảnh h-ởng của độ nhám mặt l-ợn chân răng th-ờng bánh răng phay thì YR=1

2 92 , 47 33

9 , 3 8846 , 0 614 , 0 61 , 1 44516 2 m

d b

Y Y Y K T 2

1 F n

3 w 3 w

1 F F

2 1

  270 , 7 ( MPa ) 9

, 88 9 , 3

61 , 3 96 Y

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 th-ờng…)

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 , 1 T

T T T

Kqt = max = mm =

Trong đó :

- T– Momen xoắn danh nghĩa

- Tmax– Momen xoắn quá tải

H max

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

mặt l-ợn chân răng không v-ợt quá giá trị cho phép:

 F max qt

F max

 F maxqt

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:

Cấp chậm Cấp nhanh

Chiều rộng vành răng bw=22(mm) bw=33(mm) Khoảng cách trục

(khoảng cách trục chia) aw1= 90(mm) aw2= 100(mm)

Đ-ờng kính vòng lăn (đ-ờng kính vòng chia)

Góc nghiêng của răng =0 =1615' Góc prôfin răng t1=20 t2=2045' Góc ăn khớp tw1=20 tw2=2045'

Hệ số trùng khớp ngang =1,708 =1,629 Vận tốc vòng bánh răng v1=5,22(m/s) v2=1,76(m/s)

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)–Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích