Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án thông tin đến các bạn với các nội dung chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ; tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí; xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục; thiết kế các bộ truyền; thiết kế trục và chọn ổ lăn; tính toán các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác.

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

Phần III Thiết kế trục và chọn ổ lăn.

A) Thiết kế trục

Phần IV Tính toán các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác.

Tính toán các yếu tố của vỏ hộp

Tài liệu tham khảo và tra cứu

Đồ án đợc thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :

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

+ Hỡng 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 đợc 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:

Nhiệm vụ thiết kế:

* Bản thuyết minh về thiết kế và tính toán.

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

Pc t   (kW) là công suất cần thiết trên trục động cơ

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

là hiệu suất truyền động.

Để xác định đợc công suất Pc t   cần xác định đợc công suất tính toán Pt Công suất tính toán đợc

xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ thống dẫn động và tính chất của tải trọng Theo yêu cầu

thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải đ ợc tính toán trong điều kiện làm việc lâu dài và tải trọng tác

dụng thay đổi theo chu kỳ Do đó ta coi động cơ làm việc với công suất t

P

i 1

Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti) 

Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy là rất nhỏ (3s) do đó không coi là công suất tác dụng

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

kWt

t

t

P

Pt

P

P.PP

2 1

2 2 1

2 1 2 1 1 1 td

Từ biểu đồ tải trọng ta có: T2=0,6T1 => P1>P2  

Vậy ta có theo công thức (2.11): kW

1000

v.FP

P1 lvVới :

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 đơng là:

kW984,25

2

5.6,02.1.05,4t

t

t

P

Pt

P

P.P

2 1

2 2 1

2 1 2 1 1 1 td

Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ

truyền và ổ đợc tra trong bảng 2-3 (Tr.19 )

k  1  là hiệu suất bộ truyền khớp nối

b r 1=0,97   là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng

thẳng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp nhanh)

 b r 2=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng

nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp chậm)

x= 0,96 là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong điều kiện che kín

984,2P

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

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

Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: us b = uh.un = 2.15=30 (lần)

*) Số vòng quay trên trục băng tải tính theo công thức (2.16):

p

vD

v.60

nlvTrong đó:

v = 1,35(m/s) vận tốc băng tải

D = 280(mm) = 0,28(m) đờng kính tang quay của băng tải

=> nlv 60.D.v 60.0.1,28,35 92 vp ;

Vậy số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là:

=> nc t = nl v.us b = 92.30 = 2760(v/p) ; nc t = 2760(v/p)Chọn đợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđ b= 3000(v/p)

T

T4,1TTVới 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 3000(v/p)

Cos IK/Id n TK/Td n Đ/k trục động

cơ (mm)

Khối lợng (kg)     4,0    2890      0,90       6,8       2,5  32        60

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

2890n

nu

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: 12,6

5,2.1

52,31u.u

uu

uu

x k

t n

t h

52,31u

.u

uu

k h

3).Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.

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

)Nmm(1136710

.55,9.2890

44,3n

P.10.55,9

dc

ct 6 dc

b).Trên trục 1:

Số vòng quay: 2890(v/p)

1

2890u

nn

k

dc 1

Công suất trên trục: P1 = Pc t  k o l 

= 3,44.1.0,99 = 3,4(kW)Momen xoắn trên trục: .9,55.10 11235(Nmm)

2890

4,3n

P.10.55,9

1

1 6 1

c).Trên trục 2:

Số vòng quay: 701,3(v/p)

121,4

2890u

nn

1

1 2

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

269,3n

P.10.55,9

2

2 6 2

d).Trên trục 3:

Số vòng quay: 221,23(v/p)

17,3

3,701u

nn

2

2 3

Công suất trên trục: P1 = P2  b r 2 o l = 3,269.0,97.0,99 = 3,14(kW)

Momen xoắn trên trục: .9,55.10 135547(Nmm)

23,221

14,3n

P.10.55,9

3

3 6 3

Số vòng quay: 92(v/p)

413,2

23,221u

nn

x

3 lv

Công suất trên trục: Pl v = P3  x o l = 3,14.0,96.0,99 = 2,98(kW)

Momen xoắn trên trục: .9,55.10 309337(Nmm)

92

98,2n

P.10.55,9

lv

lv 6 lv

Từ kết quả tính toán ở trên ta có bảng thông số sau:

thờng (nhóm I) có độ rắn HB 350 Bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải thiện

Theo bảng 6.1(Tr 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc loại vật liệu cho cả bánh dẫnvà bánh

m HE

HO

NK

i i 3 max

i

T

T.c.60N

II)–Xác định các loại ứng suất cho phép.(sơ bộ )

Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín

đủ dầu bôi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng Đó là các phá hỏng mỏi

1 ứng suất tiếp xúc cho phép H 

ứng suất tiếp xúc cho phép H   đợc xác định theo công thức (6.1):

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

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

ư KHL     – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

ư NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

ứng với trờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đợc tính theo công thức (6.7) :

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

o Hlim=2.HB+70  ; SH=1,1

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

HL xH v R H

o lim H

H Z Z K KS

8 3

3 2

HE

i i 3 max

i h

2 2

HE

10.159,17

5.6,07

2.16500.7,703.1.60N

t

t.T

T.t

n.c.60N

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255

ứng suất tiếp xúc cho phép

o Hlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa)

o Hlim2=2.HB2+70=2.255+70=580(MPa)

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

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:

H c =( H 1 + H 2)/2= (545,45+527,27)/2=536,36(MPa)<1,25 H 2

ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là: H max=2,8 ch=2,8.580=1624(MPa)

2 ứng suất uốn cho phép F 

ứng suất uốn cho phép F   đợc xác định theo công thức (6.2):

Trong đó:

ư YR      – Hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng

H

o lim H H

o lim H HL xH v R H

o lim H H

S1.1.SK

.K.Z.Z.S

)MPa(45,5451,1

600

SH

o 1 lim H 1 H

)MPa(27,5271,1

580

SH

o 2 lim H 2 H

FL FC xF s R F

o lim F

F Y Y.K K KS

8 6

6 2

FE

i i m max

i h

2 2

FE

10.756,87

5.6,07

2.16500.7,703.1.60N

t

t.T

T.t

n.c.60N

F

ư Ys       – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

ư KxF     – Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng tới độ bền uốn

ư KFC     – Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải bộ truyền quay một chiều KFC=1

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

ư SF       – Hệ số an toàn khi tính về uốn

ư KFL     – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

ư NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

ứng với trờng hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE đợc tính theo công thức (6.8):

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

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

o Flim1=1,8.HB1=1,8.265=477(MPa)

o Flim2=1,8.HB2=1,8.255=459(MPa)

Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2 

FO FL

N

NK

i i m max

i

T

T.c.60N

F

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)

H a

w

.u

K.T)

1u.(

K

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)

T = T1 = 11235(Nmm)

H =  H n = 527,27(MPa)Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:

)mm(1,8825,0.121,4.27,527

07,1.11235)

1121,4.(

5,49

u

K.T)

1u.(

K

2 3

1 ba 1

2 n H

H 1 1

a 1 w

Tổng số răng zt :

F

o lim F H

o lim H FL FC xF s R F

o lim F

F S .Y .Y .K .K K S .1.1.1 S

)MPa(57,27275,1

477

SF

o 1 lim F 1 F

)MPa(28,26275,1

459

SF

o 2 lim F 2 F

90.2m

a.2zzz

1

1 w 2 1

t (răng) mà z2 = u1.z1

Vậy số răng bánh nhỏ z1:

43,231121,4

120)

1u(

zz

Với ∆u = 2,34%<4% bộ truyền đợc 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

)1u.(

K.T2.Z.Z

ư H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

ư T1 – Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)

ư 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 đợc xác định theo công thức (6.34):

tw

b H

2sin

cos.2ZGóc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b đợc xác định theo công thức :

b = arctg(cos t1.tg )Góc prôfin răng t đợc xác định nh sau:

t1 = arctg(tg /cos )Trong đó:

ư  – Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 –71,  =20

ư  – Góc nghiêng răng  =0

=>     t1 =   = 20 , b=   = 0

Góc ăn khớp  tw đợc 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(2sin

0cos.22

sin

cos.2Z

1 tw

4

Z vì hệ số trùng khớp dọc = bw1.sin /(m1 ) = 0Với hệ số trùng khớp ngang:

708,11.97

123

12,388,1cos.z

1z

12,388,1

2 1

3

708,143

4Z+) Đờng kính vòng lăn bánh chủ động dw1:

)mm(5,341217,4

90.21u

a.2d

1 m

1 w 1

w

+) 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(22,560000

2890.5,34.60000

n.d

v w 1 1 1

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

KH= KH.KH KHv

Trong đó:

ư 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

ư 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

bd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn đợc KH  = 1,07

ư KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc

Xác định hệ số KHv theo công thức (6.41):

H H 1

1 w 1 w H

Hv 2.T.K K

d.b.1KTrong đó:

1 m

1 w 1 o H H

u

a.v.g

90.22,5.56.006,0u

a.v.g

1 m

1 w 1 o H H

1.07,1.11235.2

5,34.23.1,81K.K.T.2

d.b.1K

H H 1

1 w 1 w H Hv

=> KH= KH.KH KHv= 1,07.1.1,267 = 1,356

+) Tính chính xác H:

Với v1 = 5,22(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng

đợc xác định nh sau:

Zv= 0,85.v0,1 = 0,85.(5,22)0,1=1,003Với 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 

Đờng kính đỉnh răng:

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

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

)MPa(4,502)

MPa(7,495

5,34.217,4.23

)1217,4.(

356,1.11235.2.874,0.764,1.274d

.u.b

)1u.(

K.T2.Z.Z.Z

H H

2 2

1 w 1 m 1 w

1 m H 1 H

,502

7,495.90.25,0

a.b

2 2

H

H 1 w 1 ba

1

w

Chọn bw1=22(mm)

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 đợc vợt quágiá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):

1 F 1

w 1 w

1 F F

1 1

Y.Y.Y.K.T2

(3)

2 F 1

F

2 F 1 F 2

Y

ư F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)

ư F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)

ư T1 – Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)

+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y  đợc xác định nh sau:

Y =1/      với =1,708 (tính đợc ở trên)

 =>  Y =1/ =1/1,708=0,585

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

Số răng tơng đơng đợc xác định theo công thức sau:

1 1

KF= KF KF KFv

Trong đó:

ư 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

ư 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

bd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn đợc KH  = 1,17

ư KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Xác định hệ số KFv theo công thức(6.46):

F F 1

1 w 1 w F

Fv 2.T.K K

d.b.1KTrong đó:

1 m

1 w 1 o F

a.v.g

90.22,5.56.016,0u

a.v.g

1 m

1 w 1 o F F

1.17,1.11235.2

5,34.23.6,211K.K.T.2

d.b.1K

F F 1

1 w 1 w F Fv

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

,895

,1.5,34.22

4.1.585,0.933,1.11235.2m

.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

1 F 1

w 1 w

1 F F

1 1 F

)MPa(92,275343

,804

6,3.27,89Y

Y

2 F 1

F

2 F 1 F 2 F

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 ờng…)

th-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:

4,1T

TT

T

qt

Trong đó :

ư T– Momen xoắn danh nghĩa

ư Tmax– Momen xoắn quá tải

Với các giá trị đợc tính ở trên:

H = 495,7(MPa) 

H max =1624(MPa) => Hmax H Kqt 495,7 1,4 598,52 H max+) Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại

mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép(6.49):

max F qt F max

=> F 1 max F 1.Kqt 89,27.1,4 124,98(MPa) F max

max F qt

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)

H a

w

.u

K.T)

1u.(

K

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 aw

T = T2 = 44516(Nmm)

H =  H C = 536,36(MPa)Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có:

)mm(5,9435,0.17,3.36,536

05,1.44516)

117,3.(

43

u

K.T)

1u.(

K

2 ba 2

2 c H

H 2 2

a 2 w

Lấy aw2=100(mm)

2 Xác định các thông số ăn khớp.

c) Chọn mođun

Từ khoảng cách trục aw2 ta xác định đợc mođun pháp mn theo công thức sau:

mn = (0,01 0,02).aw2=(0,01 0,02).100==(1 2) (mm)Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn đợc mođun theo tiêu chuẩn là: m1= 2(mm)

2

16cos.100.2)1u(m

cos.a.2z

2 n

2 w 3



(răng)Chọn số răng bánh nhỏ là: z3 = 23(răng)

)7323.(

2a

.2

)zz(mcos

2 w

4 3 n

=> =16 15'

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

)1u.(

K.T2.Z.Z

ư H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

ư T2 – Momen xoắn trên trục T2= 44516(Nmm)

ư 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 đợc xác định theo công thức sau:

tw

b

H sin2

cos.2ZGóc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b đợc xác định theo công thức :

b = arctg(cos t2.tg )Góc prôfin răng t đợc xác định nh sau:

t2 = arctg(tg /cos )Trong đó:

ư  – Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 –71,  =20

sin

cos.2Z

2 tw

'1516sin.35

m

sin.b

123

12,388,1cos.z

1z

12,388,1

2 1

Vậy:

783,0629,1

11

Z+) Đờng kính vòng lăn bánh chủ động dw3:

)mm(92,471174,3

100.21u

a.2d

2 m

2 w 1

3,701.92,47.60000

n.d

v w 3 2 1

+) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH đợc xác định theo công thức:

ư KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2=1,76(m/s) cấp chính xácvề mức

làm việc êm là 9 ta có KH =1,13Xác định hệ số KHv theo công thức:

H H 2

3 w 3 w H

Hv 2.T K K

d.b.1K

Trong đó:

2 m

2 w 2 o H H

u

a.v.g

ư H – Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 ứng với

100.76,1.73.002,0u

a.v.g

2 m

2 w 2 o H H

05,1.05,1.44516.2

92,47.35.442,11K.K.T.2

d.b.1K

H H 1

3 w 3 w H Hv

H =  H.ZR.Zv.KxH = 536,36.0,95.1.1 =509(MPa)Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:

)MPa(509)

MPa(1,490

92,47.174,3.35

)1174,3.(

216,1.44516.2.783,0.706,1.274d

.u.b

)1u.(

K.T2.Z.Z.Z

H H

2 2

3 w 1 m 3 w

2 m H 2 H

1,490.100.35,0

a.b

2 2

H

H 2 w 2 ba

1

w

Chọn bw1=33(mm)

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 đợc vợt quágiá trị cho phép :

1 F n

3 w 3 w

1 F F

2 1

Y.Y.Y.K.T2

(3)

2 F 1

F

2 F 1 F 2

Y

(4)

Trong đó:

ư Y – Hệ số xét đến độ nghiêng của răng

ư F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)

ư F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác)

ư 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  đợc xác định nh sau:

Y =1/      với =1,629 (tính đợc ở trên) =>  Y =1/ =1/1,629 =0,614

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

Số răng tơng đơng đợc xác định theo công thức sau:

26'1516cos

23cos

z

82'1516cos

73cos

3 w 3 w F Fv

K.K.T.2

d.b.1KTrong đó:

2 m

2 w 2 o F F

u

a.v.g

ư F – Hệ số xét đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 ứng với

a.v.g

2 m

2 w 2 o F F

37,1.12,1.44516.2

92,47.33.327,41K.K.T.2

d.b.1K

F F 2

3 w 3 w F Fv

=> KF= KF.KF KFv = 1,12.1,37.1,05 = 1,61+) Tính chính xác F1:

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

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

2.92,47.33

9,3.8846,0.614,0.61,1.44516.2m

.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

1 F n

3 w 3 w

1 F F

2 1 F

)MPa(7,2709

,889,3

61,3.96Y

Y

2 F 1

F

2 F 1 F 2 F

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 ờng…)

th-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:

4,1T

TT

ư Tmax– Momen xoắn quá tải.

Với các giá trị đợc tính ở trên:

H = 490,1(MPa) 

H max =1624(MPa) => Hmax H Kqt 490,1 1,4 580 H max+) Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại

mặt lợn chân răng không vợt quá giá trị cho phép:

max F qt F max

max F qt

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)

Đờng kính vòng lăn(đờng kính vòng chia) dw1= 34,5(mm)

db2=136,73(mm) db4=142,91(mm)

Số răng bánh răng z1=23

z2=97 zz12=23=73Góc prôfin gốc

Góc nghiêng của răng =0 =16 15'Góc prôfin răng t1=20 t2=20 45'

Hệ số trùng khớp ngang =1,708 =1,629Vận 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.

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc cho theo công thức (5.3):

Pt =P.k.kz.kn  [P] (1)Trong đó:

ư Pt – Công suất tính toán(kW)

ư P – Công suất cần truyền P = P3 =3,14(kW)