Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp

MỤC LỤCSơ đồ động Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền Phần III: Chọn khớp nối Phần IV: Tính toán thiết kế trục Phần V: Tính chọn

LỜI NÓI ĐẦU

Chi tiết máy là một môn học khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán vàthiết kế chi tiết máy Giúp sinh viên hiểu được nhiều kiến thức quan trọng trước khi tốt nghiệp và trong công việc tương lai của mình

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khảnăng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép, chế độ làm việc cũng như những hỏng hóc mắc phải khi làm việc và nguyên nhân gây ra Do đó khi thiết

kế đồ án chi tiết máy phải thông thạo nhiều môn học trong ngành cơ khí cũng như các phần mềm đồ hoạ máy tính hay khả năng vẽ của mình Đặc biệt là rèn luyện tính cẩn thận trong việc tính toán, cũng như các số liệu cần chọn

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổnghợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu, ý kiến trên các trang mạng, cũng như những sinh viên khóa trước, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót Mong thầy cô giáo thông cảm

Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Nguyễn Văn T đã hướng dẫn tận tình và

cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này

Hà nội, ngày, tháng, năm 2020

MỤC LỤC

Sơ đồ động

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

Phần III: Chọn khớp nối

Phần IV: Tính toán thiết kế trục

Phần V: Tính chọn then

Phần VI: Tính chọn ổ

Phần VII: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục

Phần VIII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Phần IX: Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép

Phần X: bản vẽ chế tạo

Phần XI: Đánh giá giá chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN- TRỤ HAI CẤP

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

I-1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Chọn kiểu loại động cơ:

Hiện nay có 2 loại động cơ điện là động cơ 1 chiều và động cơ xoay chiều

để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay

chiều trong số các loại động cơ xoay chiều ta chọn loại động cơ 3 pha khôngđồng bộ rô to lồng sóc ( còn gọi là ngắn mạch) Với những ưu điểm: kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

2 Các kết quả tính toán trên băng tải:

1) Mô men thực tế trên băng tải:

2) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay)

được xác định theo công thức:

(1.1)Trong đó:

f – tần số của dòng điện xoay chiều; với mạng điện nước ta f = 50Hz;

v – vận tốc vòng băng tải (v = 1,65m/s);

D – đường kính tay quay (D= 330mm);



3) Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống:

Gọi là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

(1.3)

- hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn;

- hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ;

- hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn;

- hiệu suất truyền động của bộ truyền xích;

- hiệu suất khớp nối;

Theo bảng 2.3 [43, 57, 58, 59 ], tập 1, có được:

; ; ;

Thay các giá trị trên vào (1.3) ta được:

3 Chọn động cơ điện theo công suất:

Trong đó:

- là mô men thứ k của phổ tải trọng tác dụng lên tải;

- thời gian tác động của mô men thứ k

Từ đề bài ta có kết quả: ;

; Vậy ta có kết quả:

Với:



2) Công suất đẳng trị trên băng tải:

3) Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:

Từ các thông số đã tính toán, có thể chọn loại động cơ K mang nhãn hiệu

K160S4 kiểu có bích, các thông số kĩ thuật như sau Theo bảng P1.1 trang

234 [43, 57, 58, 59], Tập 1, có bảng số liệu sau:

Bảng 1.1 Bảng đặc trưng cơ – điện của động cơ

động cơ

Công suất

Vận tốc quay vg/ph η% cos

φ

Khối lượn g

Φd m m

K w

Mã lực

50h z

60h z

1740

87,50,87 6,1 1,6 110 38

 Đặc điểm của động cơ điện K:

- Về phạm vi công suất: với cùng số vòng quay đồng bộ () 1500vg/ph động

cơ K có phạm vi công suất 0,75 ÷30 kw lớn hơn của động cơ DK, nhở

hơn của động cơ 4A

- Động cơ k có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt có mô

men khởi động cao hơn 4A và DK

4) Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:

a) Kiểm tra điều kiện mở máy:

khi mở máy mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động

cơ () nếu không động cơ sẽ không chạy trong các catalog của động cơ đề

cho tỷ số , đó cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn hiệu động

cơ, với điều kiện:

Hình 1.2 Lược đồ tải trọng tác động lên trục băng tải

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

b) Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:

Kết luận: vậy động cơ đã đáp ứng được các điều kiện làm việc

I.2- PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ

hệ thống

(1.5)

- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn;

- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, nếu hàm mục tiêu là kích thước của hộp giảm tốc nhỏ nhất, nên chọn tỉ số truyền cấp chậm () tính theo công thức thực nghiệm trong tài liệu [ 43, 57, 58, 59 ],

Tập 1: lấy , thay số vào ta thu được:

Hình 1.3 ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải.

1 Tính toán tốc độ quay của các trục.

2 Tính công suất trên các trục.

Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là có kết quả:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

=9,05(kW)

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

- Công suất danh nghĩa trên trục II:

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

- Công suất danh nghĩa trên trục IV:

3 Tính mô men xoắn trên các trục.

Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV là có kết quả:

- Trục động cơ:

- Trục I:

- Trục II:

- Trục III:

- Trục IV:

Bảng 1.2 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ

thống dẫn động.

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

II.I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

II.I.1- Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh.

của bộ truyền cũng tăng tới 4 lần so với thép thường hóa hoặc tôi cả thiện

- hệ số xét đến độ nhám;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

- hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

- hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ lấy : và , do đó các công thức (2.1) và (2.2) trở thành:

(2.1a)(2.2a)Trong đó:

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở, trị số của chúng theo bảng (2.2);

Theo bảng (6.2) trang 94 Tập 1, với thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =

(180…350)

, - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay số vào có kết quả:

;

;

;

- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay một

chiều);

- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền, được xác định theo các công thức sau:

(2.3)(2.4)

- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

đối với tất cả các loại thép;

- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

(2.6)C- số lần ăn khớp trong một vòng, C= 1;

- số vòng quay bánh răng trong một phút

- tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;

Thay số vào công thức (2.6), ta được:

Từ công thức (2.1a),(2.2a) có kết quả:

Với bộ truyền bánh răng côn - răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của [H1] và [H2], tức [h]=800 Mpa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

(2,7)

(2.8)

3 Tính bộ truyền bánh răng côn:

Với tỷ số truyền = 2,93 , nên chọn bánh răng côn - răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này

a Xác định chiều dài côn ngoài:

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động (bánh răng 1) được xác định theo độ bền tiếp xúc

Công thức có dạng:

Trong đó:

KR=0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng va loại răng Với truyền

động bánh răng côn - răng thẳng bằng thép,

chọn Kbe= 0,3.

Cũng theo bảng 6.21 [1, Tr 113] ta có:

Theo bảng 6.21 [1, Tr 113], chọn =l,32, trục lắp trên ổ đũa theo sơ đồ I và HB >

350 (Vì HB1=550)

T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, = 59012 Nmm;

[ơH]- ủng suất tiếp xúc cho phép, []=800 MPa

Thay vào số công thức (2.9), ta được:

 Xác đinh mô đun:

Với bánh răng côn - răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công

thức:

(2.12)

Từ bảng 6.8 [1, Tr 99], lấy trị số tiêu chuẩn mte=3.5 Từ giá trị tiêu chuẩn của mte tính lại mtm và dm1 như sau:

 số răng bánh lớn (bánh 2) z2:

Ta có: z2 ==2,93.18 =52,74(răng) Vậy chọn z2 = 52(răng) Do đó, tỷ số truyền thực tế là:

 Tính góc côn chia:

 Tính lại chiều dài côn ngoài (Chiều dài côn ngoài thực):

c nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt rang côn phải thỏa mãn điều kiện:

Trong đó:

ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 [1

Tr 96], ta tra được ZM= 274 MPa1/3;

ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo bảng12 [1, Tr 106],

với , ta tra được ZH= 1,76;

ZE- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với bánh răng côn thẳng ta có:

(2.14)

Ở đây: - Hệ sô trùng khóp ngang, được tính theo công thức:

Thay số vào (2.14), ta được:

Kh- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH = (2.15)

Với:

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn.Theo bảng 6.21[1, Tr 113] ta tra được (Tương tự mục 3a.)

KHa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

đồng thời Với bánh răng côn - răng thắng: = 1

KHv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được tính theo công thức:

- đường kính trung bình bánh côn nhỏ, ;

- ứng suất tiếp xúc cho phép, ;

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.13):

Theo (2.1) và (2.1a),

Trong đó: v < 5 (m/s) ⇒ lấy ⇒ ;

⇒



Vậy ⇒ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân tăng không được vượt quá một giá trị cho phép

(2.19)

(2.20)Trong đó:

- mô men xoắn trên bánh chủ động, ;

- mô đun pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng

b- chiều rộng vành răng, b = 29 (mm);

- đừng kính trung bình của bánh chủ động, ;

– hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (),

;

- hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, tính theo công thức sau:

ở đây - lần lượt là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2( đã tính ở trên), chọn bánh răng khong dịnh chỉnh, theo bảng(6.18), tập 1, tìm được

;

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang, có ;

- hệ số tải trọng khi tính về uốn;

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng (6.15), tập 1, chọn ;

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảnh (6.16) với cấp chính xác 8, có mô đun < 3,55 nên chọn ;

Thay số vào (2.22) ta được:

Thay các giá trị vừa tính được vào ( 2.19) và (2.20):

Ta thấy

Vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:

Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( lúc mở máy và hãm máy …) với hệ số quá tải: có thể lấy

Trong đó:

T- mô men xoắn danh nghĩa;

- mô men xoắn quá tải;

Vì vậy khi cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại () và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạnh dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng Ta sử dụng công thức sau:

(2.24)

(2.25)Trong đó:

- ứng suất tiếp xúc, ( đã tính theo công thức (2.13) ở ý c);

- ứng suất uốn, theo công thức (2.65) và (2.66) ( đã được tính ở ý d)

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.

f Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

- Chiều dài côn ngoài:

- Mô đun vòng ngoài:

- Chiều rộng vành răng:

- Góc nghiêng của răng:

- Số răng của bánh răng:

- Hệ số dịnh chỉnh:

 Theo công thức ở bảng (6.19) ta tính được:

- Đường kính chia ngoài:



- Chiều cao chân răng ngoài:

- Đường kính đỉnh răng ngoài:

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uống cho phép được sác định theo công thức:

(2.26)(2.27)Trong đó:

- hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của vật tốc vòng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

- hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

- hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ lấy: và , do đó các công thức (2.1) và (2.2) trở thành:

(2.1a)(2.28)Trong đó, cũng như (2.1) và (2.2) :

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở, trị số của chúng theo bảng (6.2);

Theo bảng (6.2) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắng HB = (180…350)

,- hệ số an toàn khi tính về tiếp uốn và xúc;

Thay số vào có kết quả:

, - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phụ vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau:

(2.29)(2.30)

- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

đối với tất cả các loại thép;

- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

(2.32)C- số lần ăn khớp trong một vòng, C = 1;

- số vòng wuay trong một phút, ;

- tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét; như trên đã tính

Thay số vào có kết quả:

Từ công thức (2.1a) và (2.2a) có kết quả:

Với bộ truyền động bánh răng trụ - răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép

là giá trị trung bình của và nhưng không vượt quá 1,25

Theo (2.12):

 Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

Vậy ứng suát tiếp xúc đảm bảo điều kiện

 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

(2.33)(2.34)

- hệ số, phụ thuộc và vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,

(theo bảng (6.5));

- mô men xoắn trên trục bánh chủ động,

- ứng suất tiếp xúc cho phép, ;

u- tỷ số truyền, ;

Chọn

Theo công thức (2.16) có



- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

Theo bảng (6.7) có kết quả: sơ đồ 5

Có kết quả:

Chọn

b Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

(2.37)Trong đó:

- hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng (6.5) có kết

Chọn sơ bộ góc nghiêng

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

(2.40)Trong đó:

- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của theo

bảng (6.5), có kết quả:

- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

(2.42)

Ở đây: - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

(2.42)Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

- góc nghiêm prôfin gốc, theo TCVN1065:

 tan



Do đó theo (2.34):

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang;

Khi tính gần đúng có thể xác định theo công thức:

Theo công thức (2.40), có vận tốc vòng bánh nhỏ:

Với v = 2,0996 (m/s) theo bảng (6.13) ta dùng cấp chính xác 9 Theo bảng (6.14) với cấp chính xác 9, v < 2,5(m/s) thì Theo công thức (2.42):

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.33) có kết quả:

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (2.1):

Với v = 2,0996 (m/s) < 5(m/s), lấy ; với cấp chính xác động học là 9, vạy

chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công cần đạt độ nhám Vậy theo công thức (2.1) và (2.1a) ta được:

Ta thấy nhưng sai số giữa ứng suất cho phép và ứng suất sinh ra là vì sai số nhỏ lên vẫn thỏa mãn điều kiện cho phép

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chan răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Theo bảng (6.18), nội suy có kết quả: ;

- hệ số tải trọng khi tính về uốn

(2.48)Với - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, theo bảng (6.7): chọn ;

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Theo bảng (6.14) ;

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn;

(2.49)(2.50)Theo bảng(6.15) và (6.16), nội suy có kết quả

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.43), (2.44):



 Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi uốn

7 Kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải.

Có thể lấy hệ số quá tải:

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy đòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:

(2.51)Đồng thời để dề phòng biết dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

(2.52)Với - ứng suất tiếp xúc, ( đã tính ở mục 5);

- ứng suất uốn, theo công thức (2.43), (2.44) ( đã tính ở mục 6):

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi khi quá tải.

8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.

Với , thay số vào có kết quả:

25 là số răng đĩa nhỏ tính ra số răng đĩa lớn :

(2.53)Thay vào:

2 Xác định bước xích p.

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới

Trong đó: - công suất tính toán;

- công suất cần truyền; (kW);

[P] – công suất cho phép;

- hê số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng;

(vị trí trục không điều chỉnh được)

- hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn;

( môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường)

bước xích p=38,1mm thảo mãn điều kiện bền mỏi:

;

Đồng thời theo bảng (5.8) trang 83 ,

- Khoảng cách trục sơ bộ ;

Theo công thức (2.12) xác định số mắt xích:

Thay vào ta được:

Lấy số mắt xích chẵn , tính lại khoảng cách trục theo công thức:

Thay trị số tương ứng vào công thức trên có kết quả:

Để xích không chịu lực căng quá lớn cần giảm khoảng cách trục đi một

lượng



Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:

Bảng 5.9, sự va đập cảu các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo

không gây ra gẫy các răng và đứt má xích

3 Kiểm nghiệm xích về độ bền.

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tảitrọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

(2.56)Trong đó: Q- tải trọng phá hỏng, Q = 127,0kN = 127000N ( bảng 5.2 trang 76)

q- khối lượng 1 mét xích, q = 5.5kg/m ( bảng 5.2)

- hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ chọn ( bảng 5.6)

v- vận tốc trên vành đĩa dẫn;

- lực vòng trên đĩa xích;

P- công suất trên trục đĩa dẫn, P = 8,178 kW

- lực căng do lực li tâm sinh ra khi làm việc;

- lực căng do nhánh xích bị động sinh ra;

Lấy

Lấy

+ Đường kính vòng chân:

;Trong đó là đường kính con lăn, theo bảng 5.2.

- ứng suất tiếp xúc cho phép; theo bảng(5.11);

- hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích; hụ thuộc z:

Bảng 2.1 Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích

A- Diện tích chiếu bản lề , theo bảng (5.12); A= 395

Từ (2.18) thay số vào có kết quả:

- hệ số kể đến trọng lượng xích;

khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc <;

- lực vòng trên đĩa xích;

Bảng 2.2 Các thông số bộ truyền xích

Với momen xoắn T = 59012 (Nmm) => T=59,012 (Nm), Theo bảng

(16.10a), chọn được kích thước khớp nối:

Bảng 3.1 Các thông số kích thước của khớp nối vòng đàn hồi

Theo bảng (16.10b) có kết quả kích thước vòng đàn hồi:

Bảng 3.2 Các thông số kích thước của vòng đàn hồi

Vậy nên thoản mãn điều kiện bền dập

- Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt (3.2)

Trong đó: ; - ứng suất uốn cho phép, =(60…80) MPa;

Vậy điều kiện bền uốn của chốt được đảm bảo Chọn khớp nối vòng đàn hồi

có các thông số nêu trên chấp nhận được

Phần IV: Tính toán thiết kế trục IV.I CHỌN VẬT LIỆU:

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình (), vận tốc vòng băng tải nhỏ (v = 1,65 m/s), vật liệu được chọn là thép 45 thường hóa để chế tạo Theo bảng (6.1) tập 1, có các thông số sau: