THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG BĂNG tải

48 LỜI NÓI ĐẦU Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất lớ

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ

CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY



-ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Đề tài:

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD : Nguyễn Tấn Tiến SVTH : Trần Duy Phường MSSV : 20102054

THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH THÁNG 12-2004

MỤC LỤC:

Mục lục Trang

Lời nói đầu

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

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất lớn và việc sản xuất ra các thiết

bị này là một công việc tất yếu hiện nay

Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khítrong ngành cơ khí trong nhà trường là môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí vận dụng kiến thức đã học 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 thực hiện đồ án môn học này,chúng

em luôn được sự hướng dẫn của thầy cô trong các bộ môn trong khoa cơ khí và thầy Nguyễn Tấn Tiến, thầy Trần Văn Tùng hoàn thành đồ án môn học này.Em xin cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô

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 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:

-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:

1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

2 Hệ thống truyền động cơ khí

3 Tang chủ động của băng tải

*Số liệu ban đầu:

-Lực vòng trên băng tải:F = 5800 (N)

-Vận tốc băng tải :v = 0,7 (m/s)

Sơ đồ tải trọng

* Yêu cầu thiết kế:

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

+Vận hành an toàn ,dễ sử dụng,sữa chữa,bảo trìlắp ráp …

+Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện

sản xuất hiện có.

1.3 Lập kế hoạch thực hiện :

Sinh viên thực hiện: Trần Duy Phường MSSV:

Tính toán thiết kế

Thiết kế kết

cấu,vẽ phác

Bản vẽ lắp

Bản vẽ chi tiết

Tổng hợp đồ án

Thuyết minh

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 làmphương 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 trựctiếp 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

1.4.2 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 việc không gây ồn,thích hợp truyền động lớn.Vậntốc 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 độngvà công suất cho nhiều bánh xích bị dẫn.Có thể dùngbộ truyền xích để thay đổi tốc độ(tăng hoặc giảm tốcđộ).Khả năng tải và hiệu suất làm việc cao hơn

truyền động đai

Khuyết điểm:Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tảitrọng 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 nhỏnên 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 hộpgiảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển do bánhrăng 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:Aùp 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

1.5 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 nhỏnhưng 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:

Phần 2: Tính toán và thiết kế:

Chương I.Tính toán chọn động cơ và phân

I.1 Chọn động cơ:

Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo

t

t T

10 55 , 9

t

t T

T T

n

2

6 10 55 , 9

t

t T

T v

0 63 4 , 0 27 1 1000

7 , 0

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

Với nlv số vòng quay làm việc,nlv =

400

7 , 0 60000

60000



v

= 33,42 vòng/phút

Chọn tỉ số truyền chung:ut = un.uh =12,25.4 = 49

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

 nsb = 33,42.12,25.4 = 1637,6 vòng/phút

* Chọn số vòng quay sơ bộ: nđc = nsb =1500 vòng/phút

* Điều kiện chọn động cơ: 







sb đc

sb đc

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,

đm

k

T T

= 2.

I.2 Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của hệ:ut =

kW

P P

x ol

lv

95 , 0 99 , 0

606 , 2

br ol

III

96 , 0 99 , 0

77 , 2

br ol

II

96 , 0 99 , 0

92 , 2





Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh,chọn sơ bộ

uh = 12,25

Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3,5

Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấpchậm

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

7 , 405 5

, 3

, 3

7 , 405

n

P

T  9 , 55 10 6

26901 1420

4 10 55 , 9

10 55 ,



đc

đc đc

n

P

20633 1420

07 , 3 10 55 , 9

10 55 ,

, 405

92 , 2 10 55 , 9

10 55 ,



II

II II

n

P

228047 116

77 , 2 10 55 , 9

10 55 ,



III

III III

10 55 ,



IV

IV IV

Mô men xoắn

Lực vòng băng tải F = 5800 N

Vận tốc băng tải v = 0,7 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 = 4

Số răng đĩa nhỏ : Z1 = 29 – 2.u  19

 Z1 = 29 – 2.4 = 21Số răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1= 4.21 = 84

b Xác định bước xích:

Công suất tính toán:P P k k k k  P

d z n

Trong đó:

kz = Z01/Z1 = 25/Z1 = 1,2 hệ số răng

kn = n01/n1 hệ số vòng quay

n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]

n1 = nIII =116 (vòng/phút)

 kn = 200/116 = 1,72

k = k0.ka.kđc.kđ.kcđ ,tra bảng 5.6[1] ta được:

k0 = 1 đường nối hai tâm đĩa xích so với phương

ngang nghiêng đến 600

ka = 1 hệ số khoảng cách trục a= (30 50).p

kđc = 1 vị trí được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

kđ = 1,2 tải trọng va đập

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 = 2,77 (kW) công suất cần truyền

Công suất tính toán: Pt = 2,77.1,2.1,72.1,95/2,5 =4,5 kWTra 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 5.8[1] ta có p < pmax

c Chiều rộng xích răng:

Tra bảng 5.5[1]-tài liệu TTTKHDĐCK- Đặng Chất Bt = 17,75mm

d Khoảng cách trục và số mắt xích:

Khoảng cách trục: a = (30 50).p

Chọn a = 40.p = 40.19,05 = 762 mm

a Z

Z p

a

4

1 ) (

2

1

1 2 2 2

1 84

21 2

1 05 , 19

762

1 2 1

2 0 , 5 2 /

5 ,

3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

a Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:

S = Q/(kđ .Ft + F0 +Fv)   S

Trong đó:

Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 108 kN

Khối lượng 1 mét xích: q1 =5,8 kg

kđ = 1,7 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc nặng

v = Z1.p.n1/60000 = Z1.p.nIII/60000 = 21.19,05.116/60000 = 0,77 m/s

 H

d vđ

đ t r

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

II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng:

1 Chọn vật liệu:

Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánhrăng chọn cùng vật liệu:

Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứngHB241 285(chọn HB260),tra bảng 6.1[1] ta có бb1 = 850MPa,

бch1 = 580MPa

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứngHB241 285(chọn HB255),tra bảng 6.1[1]ta có бb2 = 850MPa,

бch2 = 580MPa

2 Xác định ứng suất cho phép:

Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn chophép:

б0

HLim= 2HB + 70(Mpa); SH =1,1; б0

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

Bánh răng nhỏ: б0

HLim1 = 2.260 +70 = 590 MPa

б0 FLim1 = 1,8.260 = 468 MPa

Bánh răng lớn: б0

HLim2 = 2.255 + 70 = 580 MPa

б0 FLim2 = 1,8.255 = 459 Mpa

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

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

NHE =60 cnt = 60.c. i  n i t i

T

T

.

T F

.

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:

NHE 2 = 60.c.(n1/u1).t i   i

i t T

 NFE2= 60.1.(1420/3,5).40880.(16.27 + 0,46.63 + 0) = 2,7.1010

Ta có:NFE 2 > NFO2 do đó KFL2 =1 =>NFE1 > NFO1 do đó KFL1

3 Tính toán cấp chậm:

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw1=Ka.(u1

1)

3

2 2

2

] [

.

ba H

H

u

K T







(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw1 = Ka.

(u1+1)

3

2 2 2

] [

.

ba H

H

u

K T







T2 mômen xoắn trên trục chủ động.T2 = 9,55.106.PII/nII

 aw1=43.(3,5 + 1).3

2 3 , 5 0 , 2 532

05 , 1 68736

= 138,2 mm

Chọn tiêu chuẩn aw1 = 200 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m = (0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).200 = 2…4 mmTheo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm

Chọn sơ bộ:  = 100 ,cos = 0,9848

Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos /[m.(u1+1)]=29,1 Chọn z1 = 29

Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,5.29 =101,5 =>lấy z2

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 đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ

vâïy mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

Ưùng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:бH =

ZM.ZH.Zε 2 21

2

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

Do đó:ZH = 00

33 , 20 2 sin

08 , 10 cos 2

7 , 405 89



= 1,89 m/sTra bảng 6.13[1],cấp chính xác 9 vì bánh răng trụnghiêng v< 4 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn K H = 1,13

 H =  H.g0.v M

w

u a

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

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

=> H = 0,002.73.1,89.

52 , 3

200

= 2,08

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

Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn



H H

w w H

K K T

d b

2

.

2

1 1

=> KHV = 1 + 2.687362,08..401,05.89.1,13 = 1,05

Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=K H K HV.K H=1,05.1,13.1,05 = 1,25

Ưùng suất tiếp xúc: H = ZM.ZH Zε ( . . )

)1.(

2

2 1 1

1 2

w m w

H

d u b

u K

25 , 1 68736

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.0,890,1 = 0,91:hệ sốảnh hưởng đến vận tốc vòng

d K iểm 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

2

1

1 2

1

F F F

Y Y

F2]

Trong đó:

Y:hệ số trùng khớp của răng:Y = 1/ = 1/1,71 =0,585

Y:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y =1 -  0

/140 = 0,92

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

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

KF:hệ số sự ïphân bố không đều tải trọng bánhrăng nghiêng,KF=1,37

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

W F

K K T d b

2

YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2

Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos3  = 31

8 , 3 92 , 0 585 , 0 7 , 1 68736

[ ' 1

F

 ] = [F1].YR.YS.KxF

[ ' 2

F2 = 42,4 MPa < [ '

2

F

 ] = 263,3 MpaVậy 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 = 1,6

T: momen xoắn danh nghiõa

Tmax: momen xoắn quá tải

Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì Hmax = H

=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải chophép.

g Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp

Chiều rộng vành răng: bw1 = 40 mm

Số răng bánh răng: z1 = 29 ; z2 = 102 Hệ số dịchchỉnh:x1 = x2 = 0 mm

Đường kính vòng chia: d1 = 89 mm; d2 = 311 mm

Đường kính đỉnh răng: da1 = 94 mm; da2 =316,5 mm.Đường kính đáy răng : df1 = 82 mm; df2 = 304,5mm.Đường kính vòng cơ sở bánh: db1 = 87 mm; db2 = 308

mm

4 Tính toán cấp nhanh:

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw2 =Ka.(u2

1)

3

1 2

1

] [

.

ba H

H

u

K T







(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw2 = Ka.

(u2+1)

3

1 2

1

] [

.

ba H

H

u

K T







Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bănh và loại răng.

Tra bảng 6.6[1]=> Ψba = 0,2

Ψbd = 0,5Ψba(u1+1)= 0,5.0,2.(3,5 + 1) = 0,45

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

T1:momen xoắn trên trục chủ động

T1 = 9,55.106.PI/nI = 20633 Nmm

 aw2 = 43.(3,5 + 1).3

2 3 , 5 0 , 2 532

05 , 1 20633

= 92,5 mm

Chọn tiêu chuẩn aw1 = aw2 = 200 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m=(0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).200 = 2…4 mmTheo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm

Chọn sơ bộ:  = 100 ,cos = 0,9848

Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos /[m.(u1+1)]=29,1 Chọn z1 = 29

Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,5.29 =101,5=>lấy z2 =

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 đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việt của bộ truyền Nhờ

vâïy mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

Ưùng suất tiếp xúc trên mặt răng làm

việc:бH=ZM.ZH.Zε 1 21

1

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

Do đó:ZH = 00

33 , 20 2 sin

08 , 10 cos 2

1420 89



= 6,6 m/sTra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 8 vì bánhrăng trụ răng nghiêng v < 10 m/s.Tra bảng 6.14[1]chọn K H = 1,13

 H =  H.g0.v m

w

u a

 H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Trabảng 6.15[1] H = 0,002

Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng :Tra bảng6.16[1] =>g0 = 56

=> H = 0,002.56.6,6.

52 , 3

200

= 5,6

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:trabảng 6.7[1]=>K H =1,05

Hệ sốtải trọng động xuất hiện trong vùng ăn



H H

w w H

K K T

d b

2

.

1

1 1

=> KHV = 1 + 2.206335,6.40.1,.0589.1,13 = 1,4

Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=K H K HV.K H=1,05.1,13.1,4 = 1,7

Ưùng suất tiếp xúc: H = ZM.ZH Z . ( )

)1.(

2

2 1 1 1

1 1

w w

H

d u b

u K

7 , 1 20633

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.6,60,1 = 1,03:hệ sốảnh hưởng đến vận tốc vòng

d K iểm nghiệm độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền 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

2

1

1 1

1

F F F

Y Y