Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải potx

Trong trường ĐH GTVT TP.HCM.Sau khi học xong phần lý thuyết, sinh viên sẽ bắt tay vào giai đoạn thực hành.Lúc này sinh viên sẽ bắt tay vào làm các đồ án môn học.Đối với môn Chi tiết máy

Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn

động băng tải

MỤC LỤC Trang

LỜI NÓI ĐẦU

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4

1 Chọn động cơ 5

2 Phân phối tỉ số truyền 6

3 Công suất và số vòng quay trên các trục 6

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7

I Thiết kế bộ truyền đai 7

1 Chọn loại đai 7

2 Khoảng cách trục a 8

3 Chiều dài đai 8

4 Xác định số đai cần thiết 9

5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

II Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 10

1.chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện 10

2,xác định ứng suất cho phép 10

3,tính toán bộ truyền bánh răng côn 12

a) xác định chiều dài 12

b) các thông số ăn khớp 13

c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14

d) kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 15

e) kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải 17

f) các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn 18

III Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng

1,chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện 19

2,xác định ứng suất cho phép 19

3,tính toán bộ truyền bánh răng thẳng 21

a) xác định khoảng cách trục 22

b) xác định đường kính vòng lăn 22

c) các thông số ăn khớp 22

d) các thông số hình học của bộ truyền 23

e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 23

f) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25

g) Kiểm nghiệm răng về quá tải 26

h) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng thẳng 27

PHẦN III.TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu 27

2 Tính sơ bộ đường kính trục 27

3 Phân tích lực tác dụng và chọn chiều cho bánh răng 28

4 xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 29

5 xác định đường kính và chiều dài cho đoạn trục 30

a tính toán cho trục I 30

b tính toán cho trục II 33

c tính toán cho trục III 36

6 tính kiểm nghiệm trục về độ b.ền mỏi 39

7 tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 41

a) kiểm nghiệm cho trục I 42

b)kiểm nghiệm cho trục II 42

c)kiểm nghiệm cho trục III 42

PHẦN IV.TÍNH VÀ CHỌN THEN 43

1 Tính then cho trục 1 43

2 Tính then cho trục 2 44

3 Tính then cho trục 3 45

PHẦN V.TÍNH VÀ CHỌN Ổ TRỤC 45

Chọn ổ lăn cho tổng trục 46

1 chọn ổ lăn cho trục I 46

2 chọn ổ lăn cho trục II 48

3 chọn ổ lăn cho trụcIII 50

PHẦN VI CHỌN KHỚP NỐI 52

PHẦN VII THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 53

PHẦN VIII BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP 58

PHẦN IX TÀI LIỆU THAM KHẢO 59

LỜI NÓI ĐẦU

Trong trường ĐH GTVT TP.HCM.Sau khi học xong phần lý thuyết, sinh viên sẽ bắt tay vào giai đoạn thực hành.Lúc này sinh viên sẽ bắt tay vào làm các đồ án môn học.Đối với môn Chi tiết máy cũng vậy Sinh viên sẽ làm đồ án “Thiết kế hệ thống truyền động

cơ khí “.Đây là bước quan trọng để sinh viên hiểu kỹ hơn lý thuyết và là tiền đề quan trọng hay bước ngoặc để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoàn chỉnh

Đề tài :”Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “.Mà cụ thế là thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hai cấp côn trụ Với hộp giảm tóc này bộ truyền sẽ làm việc êm ,truyền được công suất nhỏ vì khả năng tải bé.Nhưng nó có thể truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc với nhau.Nói đến hộp giảm tốc thì ta có thể thấy ngay vai trò quan trọng của nó trong các hệ thống máy móc.Vì bộ phận công tác bao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so với động cơ.Do đó , để cho hệ thống làm việc tốt thì không thể thiếu hộp giảm tốc.Đồng thời với một số loại hộp giảm tốc có thể điều chỉnh vận tốc vô cấp nên đáp ứng được hệ thống có vận tốc làm việc thay đổi thường xuyên

Khi đi vào tính toán ,sinh viên sẽ phải làm việc nghiêm túc ,vận dụng tất cả lý thuyết

đã được học ở các môn đại cương hay cơ sở vào công việc tính toán thiết kế

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ



ĐỀ 6: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Cho trước sơ đồ truyền động ,sơ đồ tải và các thông số ban đầu của hệ:

1: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha

2: Bộ truyền đai thang

3: Hộp giảm tốc bánh răng côn 2 cấp nón-trụ4: Nối trục vòng đàn hồi

5: băng tải ◊ Số liệu thiết kế:

Công suất trục công tác (kw)

Số vòng quay trục công tác (vòng/phút) Số năm làm việc

Chế độ làm việc :quay một chiều,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

PHẦN I:chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.Chọn động cơ:

Ta có số liệu ban đầu :

P ct= 5.8 (kw) n= 52 (vòng/phút) theo đề bài ta có: T 1 T ; t1  70 % t ck  0 , 7 t ck

T 2 T;t2  30 % t ck  0 , 3 t ck

52

8 5 10 55 9 10

55

Nmm n

p t

0 ) 8 0 ( 7 0

2

kW T t

t T

t T

ck

ck ck





=1005541,54 (kW)

p

10 55

 ct

tđ n T

= 9 55 10 6

52 54 , 1005541





=5.48(kw) Hiệu suất chung :

4 4 3 2

1   



  =0.95×0.96×0.97×0 99 4=0.849 Với :1  0 , 95 Hiệu suất bộ truyền đai

 2 =0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn  3 =0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng trụ  4 =0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn

đcct

p

849 0

tđ

p

=05.849.48 =6.45(kw) (Công suất động cơ tính theo Pmax)

-Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Nđb = 1500 ( / )

2

50 60 60

phút vòng p

ct đc

n n

P P

Tra phụ lục trong sách:”Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,tập 1” ta chọn được động cơ : 4A132S4Y3

Bảng số liệu:

Kiểu động cơ

Công suất (kw)

Vận tốc vòng quay (vg/

ph)



dn T

Tmax

dn

K T T

n

= 27 , 98 52

1455



uc =uđ×uh = uđ×10=27,98

798 , 2 10

98 27

u u

3

10

1 2 2

u

u u u

3.Công suất trên các trục và số vòng quay trên các trục

Công suất trên trục 1:

P1=đ  ol P ctđt=0,95×0,99×6,45=6,07(kw)

Công suất trên trục 2:

33 , 163

) / ( 33 , 173 3

520

) / ( 520 798 , 2 1455

2

2 3 1

1 2 1

ph vòng u

n n

ph vòng u

n n

ph vòng u

n n đ đc

, 52

49 5 10 55 9 10

55 9

) ( 92 , 317910 33

, 173

77 5 10 55 9 10

55 9

) ( 88 , 111477 520

07 , 6 10 55 9 10

55 9

) ( 05 , 42335 1455

45 6 10 55 9 10

55 9

6

3 3 6 3

6

2 2 6 2

6

1 1 6 1

6 6

Nmm n

P T

mm N n

P T

mm N n

P T

mm N n

P T

đc

đcct đc

KẾ CÁC

BỘ TRUYỀN

I Bộ truyền đai thang

1 C họn loại đai

0

0 17 , 10 , 5 , 9 , 138 ,

d1= 140÷280 mm

- Đường kính đai loại nhỏ: d1=1.2× dmin=1.2×140=168(mm)

Theo tiêu chuẩn,ta chọn : d1=180(mm)Vận tốc đai của bánh nhỏ:

v1= 13 , 713 ( / )

60000

1455 180

Theo tiêu chuẩn chọn d2=500(mm)

 kiểm tra lại tỷ số truyền u:

) 01 0 1 ( 180

500 )

1 (

 Sai lệch so với giá trị chọn trước là:5,4% (thỏa mãn)

, 384

) 500 180 (

2 5

, 10 ) 500 180 ( 55 , 0

) (

2 )

( 55 ,

 Thõa mãn yêu cầu

3 Tính chiều dài đai

  2118,8( )

500 4

180 500 2

) 500 180 ( 500 2

4 2

) (

2

2

2 1 2 2 1

mm a

d d d d a l

-Chọn theo tiêu chuẩn l=2500(mm)=2,5(m)

- Kiểm nghiệm tuổi thọ: 5 , 485

5 2

713 , 13

180 500 2

4 , 1432 2

) 500 180 ( 2500 2

) (

1 2

2 1

d d



a=1337 61  1337 61 2  8  160 2/ 4  649 , 08 (mm).Giá trị a vẫn thỏa mãn cho phép

63 , 640

57 180 500 180



 Thõa mãn yêu cầu

4 Xác định số đai:

 O u z

đ

C C C C P

K P z

.

- [P]:công suất cho phép tra bảng 4.19" sách TKHTĐCK,tập 1”

- [P]=4.3 (kw) (Nôi suy từ bảng 4.19 trang 62)

- Kđ =1.1 : hệ số tải trọng động ứng với tải trọng dao động nhẹ.tra bảng 4.7 (trang 55)

- Cu:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền.Tra bảng 4.17 (trang 61 sách TKHTĐCK, tập 1): Cu =1.14 khi Uđ =2,81

- Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các đai bảng 4.18 (trang 61 sách TKHTĐCK,tập 1) :Cz =0,95

- Thay các thông số này vào công thức

đ

C C C C P

K P z



 Ta chọn Z = 2 đai

- Chiều rộng bánh đai,áp dụng công thức (4.17):

B =(z-1).t +2.e =1.19 +2.12,5 =44 (mm)Với:z=2; t=19; e=12,5

- Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:

) ( 4 , 188 2 , 4 2 180

2 01

- Đường kính ngoài của bánh đai lớn:

) ( 4 , 508 2 , 4 2 500

2 02

K P

780

FV =qm.V2 =0,178×13,7132 =33,47(N)

) ( 89 , 289 47 , 33 2 915 , 0 713 , 13

1 , 1 5 , 7 780

) ( 77 , 8 180

4 100 2 10 713 , 13 1200 138

713 , 13

5 , 7 1000 5

, 0 138

89 ,

103600

PHẦN III: TINH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN.

1 chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính:

Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng côn ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu

cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật

tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng

được thường hóa hoặc tôi cải thiện

- Bánh răng nhỏ

Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ 241-285 HB

MPa MPa ch



0lim 

(2)

 Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=(180…350)

1 , 1

; 70 2

0 1

2

1  30  250  1 , 71  10

7 4

2

i i

T

T n

C N

- n i: số vòng quay bánh răng trong một phút

- t i: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

t i=số năm×số ngày×số giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ)

THE

3 3

THE

+Tương tự ta có: i

m MAX

i i

T

T n

C N

TFE

6 6

TFE

Vì N HE1  N HO1; N HE2 N HO2; N FE1 N FO1; N FE2 N FO2 nên  N HL1N HL1 N FL1 N FL2  1

- Từ (1) và(2) ta được:

  518 , 18

1 , 1

1 570

1   

1 , 1

1 550

1 1 450

1    

1 , 1

1 1 432

3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:

Với tỉ số truyền đã tính ở trên u=3

a) Xác định chiều dài côn ngoài:

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

u

K

K k

K

T R

be be

H R

 Chọn Kbe =0,25 Theo bảng (6.21) "sách TKHTĐCK,tập 1”

464

,0 25 ,0 2

25 ,3 25

,0 2

Theo bảng (6.21), chọn KH  1 , 08

-T1:moomen xoắn trên trục bánh chủ động, T1=111477,88 (Nmm);

[H ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [H ]=[H2]=500(Mpa)

 

1 0 , 25 0 , 25 3 500 150,14( )

08 , 1 111477,88 1

K

K

T K

be be

H đ

5 0 1

) ( 68 , 2 31

13 , 83

Với bánh răng côn-răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác đinh theo công thức:

) 25 , 0 5 , 0 1 (

68 ,

2 )

5 , 0 1

m

) ( 53 , 81 31 63 , 2

1 1

48 18 ) 91

31 ( )

(

1 2

2

1 1

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn:

  

m

H H

M

u

K T Z

85.0

12

1 2 , 3 88 , 1 1 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1



- KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

d b V

K     

1

1

2 1

 Trong đó:-

u

u d v g

H H

) 1 (

1 0

) 1 3 ( 53 , 81 22

, 2 56 006 ,

53 , 81 38 3 , 7

53 , 81 38 85 , 0

1 3 18 , 1 88 , 111477 2

867 , 0 76 , 1

, 0

So sánh với H500 MPa( )≥H  475 , 17 (MPa)

 Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc thỏa mãn

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:

1 1

1 1

2

F F

F F F

F m

nm

F F

F

Y Y

d m b

Y Y Y K T

cos(

91

74,32)cos(

31

11 71 cos

48 18 cos

2

2 2

1

1 1

11

-KF :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp ,với bánh răng côn-răng thẳng : KF=1.

-KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vung ăn khớp,tính theo công thức:

K K

T V d

K

F F

m F

Với

u

u d v

F F

- F :hệ số kể đến anh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng(6.15) chọn  F =0,016

-g0:hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,theo bảng (6.16).với cấp chính xác 8,có mô đun <3,55 nên chọn g0=56

) 1 3 ( 53 , 81 22 , 2 56 016 ,



 VF

25 , 1 1 15 , 1 88 , 111477 2

53 , 81 38 74 , 20

, 81 63 , 2 38 85 , 0

8 , 3 1 574 , 0 44 , 1 88 , 111477 2

( 79 , 95 8

, 3

6 , 3 11 , 101

2

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:

.2,2

Tmax: mô men xoắn quá tải.

Vì vậy, khi cần kiểm nghiểm răng về quá ứng suất tiếp xúc cực đại ( Hmax) và ứng suấtuốn cực đại( Fmax)

Để tránh biến dạng dư hoặc gầy dòn lớp bề mặt,hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.ta

sử dụng công thức sau:

Hmax=H ×Kqt ≤   H MAX Fmax=F ×Kqt ≤   F MAX

) ( 11 , 101

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

f) các thông s và kích th ố và kích thước bộ truyền bánh răng côn: ước bộ truyền bánh răng côn: c b truy n bánh r ng côn: ộ truyền bánh răng côn: ền bánh răng côn: ăng côn:

-chiều dài côn ngoài Re 151 , 14 ( mm )

-chiều rộng vành răng b  38 mm( )

-số răng của bánh răng nhỏ Z1 31

-số răng của bánh răng lớn Z2 91

-hệ số dịch chỉnh x1  0 , 31 ;x2   0 , 31

theo công thức bảng (6.19) ta tính được:

-đường kính chia ngoài:

*

) ( 273 91 3

) ( 93 31 3

2 2

1 1

mm

mm

Z m d

Z m d

te e

te e

0 0 1

1171

4818

( 6 , 6 ) 3 2 , 0 ( 3 ) 1 2

, 151

38 5 , 0 1 5

, 0 1

) ( 53 , 81

2 2

1

mm R

b

mm

d d

d

e e

m x

h h

ae te te ae

te n

te ae

1 2

1 1

2

) cos (

cos )

1 1 ( 2

z u

m n

x    

32 , 0 31

1 3

1 1 2 31

) 0 cos(

) 3

1 1 (

) ( 96 , 3 3 ) 32 , 0 1 (

)(64,296,36,6

2 2

1 1

mm h

h

mm h

h

ae e fe

ae e feh

04 , 2 2 273 cos

2

) ( 5 , 100 48

18 cos 96 , 3 2 93 cos

2

0 0 2

2 2

2

0 0 1

1 1

1

mm h

d

mm h

d

ae e

ae

ae e

 , TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG THẲNG:

1 chọn vật liệu,phương pháp nhiệt luyện,cơ tính Chọn vât liệu (bộ truyền bánh răng thẳng ),chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu

cầu cụ thể tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật

tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước nhỏ gọn.đối với hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ,chỉ cần vật liệu nhóm I, vì nhóm I có độ răng HB≤350,bánh răng

được thường hóa hoặc tôi cải thiện

+ Bánh răng nhỏ

Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 45 ,tôi cải thiện độ rắn đạt từ 241-285 HB

MPa MPa ch



0lim 

(2)Theo bảng (6.2)," sách TKHTĐCK,tập 1”,với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=(180…350)

K , :hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền,được xác định theo công thức:

, 2

1  30  250  1 , 71  10

7 4

, 2

i i

T

T n

C N

+ t i: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

t i=số năm×số ngày×số giờ×số ca=5×300×8×2=24000(giờ)

THE

3 3

THE

+,Tương tự ta có:

i

m MAX

i i

T

T n

C N

TFE

7

6 6

TFE

Vì N HE1  N HO1; N HE2 N HO2; N FE1 N FO1; N FE2 N FO2 nên  N HL1 N HL1 N FL1 N FL2  1

- Từ (1) và(2) ta được:

  518 , 18

1 , 1

1 570

1   

1 , 1

1 550

1 1 450

1    

1 , 1

1 1 432

3 tính toán bộ truyền bánh răng thẳng:

Với tỉ số truyên u=3,33 nên thuận tiện cho việc tính toán

ba

H a

w

u H

u T K K

-T 2: mô men xoắn trên bánh chủ động T2=317910,92 (Nmm)

- H:ứng suất tiếp xúc cho phép   H=500MPa

-u: tỉ sổ truyền , u2=3,33Theo bảng (6.6) do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên  ba 0,3 0,5,Chọn ba0,4theo tiêu chuẩn.khi đó:

2

)133,3(4,02

)1





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

Theo bảng(6.7),cóKH=1,05 ứng với sơ đồ 5

) ( 67 , 216 4

, 0 33 , 3 500

05 , 1 317910,92 )

1 33 , 3 (

) 1 (

u H

u

bd

H đ

w

K

T k

, 3 866 , 0 500

) 1 33 , 3 ( 05 , 1 317910,92

25 , 2 225 ) 02 , 0

01 , 0

2 34 4

3     

ma Z

133,3

5,1121

4 3

Chọn Z3 26(răng)  Z4 Z3 u34  26  3 , 33  85 , 58(răng)

ChọnZ4 86(răng)

-tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

Kiểm tra lại : 100 % 0 , 69 %

33 , 3

307 , 3 33 , 3









d các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

-đường kính vòng chia :

104 4 26

3

3 Z  m   

344 4 86

3

3 d  m    

352 4 2 344 2

)33,31(2642

)1(

e 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:

W W

H H

M H

2

W H

Z 

Với: w ar tan(tan  )  arctan( 200)  200

76 , 1 ) 40 sin(

2

0 



-Z : hệ số kể đến sự trùng của răng với bánh răng côn-răng thẳng:

3

72 , 1 4 3

1 2 , 3 88 , 1 1 1 1 2 , 3 88 , 1

4 3



-KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH  KH H  KHV Với -KH:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.theo bảng(6.21) chọn KH =1,05 ứng với sơ đồ 5

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

)/(88,060000

33,17309,9714,360000

Với v=0,88 (m/s),theo bảng (6.13)"sách TKHHTĐCK,tập 1’ta dùng cấp chính xác 9

-KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đông thời.với bánh răng côn-răng thẳng, ta có:KH =1

-T 2: mô men xoắn trên trục bánh chủ động là T2=317910,92 (Nmm)

-KHV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức:

d b V

K     

2

3 3

2 1

Trong đó:-

u

aW H

225 88

, 0 82 006 ,

09 , 97 95 56 , 3

  500 ( ) )

( 87 , 420 09

, 97 33 , 3 95

) 1 33 , 3 ( 09 , 1 317910,92 2

87 , 0 76 , 1

vậy điều kiện tiếp xúc thỏa mãn

f Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-để đảm bảo độ bền cho răng ứng suất sinh ra tại chân không được vượt quá giá trị cho phép:

4 3 4

3 3

3

3 2

3 2

F F

F F F

F W

F F

F

Y Y

m d

b

Y Y Y K T

1 1

0 1 140 1

-KF :hệ số tải trọng khi tính về uốn



F

W W F

d b V

K     

2

3 3

2 1

-2 0

u

a v

F F

V    

Theo bảng (6.15) và (6.16) ta có: F 0,016;g082.

5 , 9 33 , 3

225 88

, 0 82 016 ,



VF

09 , 1 37 , 1 12 , 1 317910,92 2

09 , 97 95 2 , 9

( 54 , 60 97

, 3

62 , 3 39 , 66

) ( 14 , 257 )

( 38 , 66 4

09 , 97 95

97 , 3 1 581 , 0 67 , 1 317910,92 2

2 4

1 3

MPa MPa

MPa MPa

F F

F F

g Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:

Vậy răng đảđộ bền bảo điều kiện độ bền uốn

2 , 2





T

T MAX qt

Trong đó :-T :mômen xoắn danh nghĩa.

Tmax:mô men xoắn quá tải

Đẻ tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại HMAX

Không vượt quá một giá trị cho phép

HMAX  H Kqt     H MAX

Ta có: - 

 2  1260 ( )

) ( 1624 1

) ( 87 , 420

max

max

MPa H

MPa H

, 624 2 , 2 87 ,

  1260 ( ) 25

, 624 2 , 2 87 ,

-để tránh biến dang dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại

FMAXtại mặt lượn chân răng không được vướt quá mọt giá trị cho phép:

, 146 2 ,2 38 ,

, 133 2 ,2 54 ,

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

h các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ-răng thẳng:

Thông số Kích thước

-khoảng cách trục aW  225 mm ( )

-đường kính chia d3 104 ( mm )

) ( 344

4 mm

d 

-đường kính lăn dW3 97 , 09 ( mm )

) ( 31 , 323

dW 

-đường kính đỉnh da3 112 ( mm )

) ( 352

4 mm

da 

-chiều rộng vành răng b4 90 ( mm )

) ( 95

) ( 317910,92

) ( 111477,88

3 2 1

mm mm mm

T T

)(32,3020

2,0

88,1114772

,0

sb sb

)(4320

2.0

92,3179102

.0

sb sb

 

)(75

)(7015

2,0

07,10072912

,0

sb sb

4 xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

 xác định chiều dài mayơ bánh đai ,may ơ bánh đĩa xích,may ơ bánh răng trụ được xác định theo công thức (10.10),"sách TKTĐCK,tập 1”

- với d là đường kính tục:

- chiều dài may ơ bánh đai:

) ( 45

) 5 , 52

42 ( 35 ) 5 , 1

2 , 1 ( )

5 , 1

2 , 1 (

12

1 12

mm

mm

l

d l

- chiều dài may ơ bánh răng trụ:

+ với bánh răng trụ răng nhỏ(Z3):

) ( 60

) 5 , 67

54 ( 45 ) 5 , 1

2 , 1 ( )

5 , 1

2 , 1 (

22

2 22

mm

mm

l

d l

+ với bánh răng trụ răng lớn(Z4):

) ( 110

) 5 , 112

90 ( 75 ) 5 , 1

2 , 1 ( )

5 , 1

2 , 1 (

33

3 33

mm

mm

l

d l

 xác định chiều dài may ơ bánh răng côn:

+ với bánh răng côn nhỏ(Z1):

) ( 45

) 49

42 ( 35 ) 4 , 1

2 , 1 ( )

4 , 1

2 , 1 (

13

1 13

mm

mm

l

d l

) 63

54 ( 45 ) 4 , 1

2 , 1 ( )

4 , 1

2 , 1 (

23

2 23

mm

mm

l

d l

 các khoảng cách được chọn trong bảng(10.3)"sách TKHTĐCK,tập 1”

+ khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữi các chi tiết quay

 xác định chiều dài các đoạn trục.theo bảng(10.4):

- xét đối với hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ,có kết quả:

+ đối với trục 1:

) ( 68 20 15 ) 21 45 ( 5 0

) (

5 0

12

3 01 12 12

12

mm

l

h k b l