Đồ án cơ sở thiết kế máy chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích...19 5.. Để cho thuận tiện trong việc tính toán ta nên chọn :ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai : 3-5 u là tỉ số truyền của bộ truyền

MỤC LỤC

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3

I CHỌN KIỂU ĐỘNG CƠ 3

1.1.Tính toán công suất 3

1.2.Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ 5

1.3.Chọn động cơ 6

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

III TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA BỘ TRUYỀN 6

1 Công suất trên các trục 6

2 Số vòng quay trên các trục 7

3 Mômen xoắn trên các trục 7

PHẦN II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 9

I CƠ SỞ CHỌN TIẾT DIỆN DÂY ĐAI 9

II THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 9

1 Xác định kiểu tiết diện đai thang 9

2 Tính toán các thông số bộ truyền đai (d1, d2, l và số dây đai z) 10

3 Xác định và kiểm nghiệm số dây đai 12

4 Xác định chiều rộng bánh đai 12

5 Xác định các lực trong bộ truyền 13

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 14

I CHỌN LOẠI XÍCH 14

1 Tính chọn các thông số của bộ truyền xích (Z1, Z2, p và x) 15

II KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN XÍCH VỀ SỐ LẦN VA ĐẬP VÀ ĐỘ BỀN VA ĐẬP 17

1 Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: 17

2 Kiểm nghiệm xích về độ bền va đập: 17

3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: 18

4 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích 19

5 Tính các lực tác dụng lên trục: 20

PHẦN IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ 22

I CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG 22

1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] 22

III TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN 25

1 Xác định khoảng cách trục 25

2 Xác định thông số ăn khớp 26

3 Xác định đường kính của các bánh răng 27

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 27

5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn 29

6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải 30

7 Lực tác dụng trên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 30

PHẦN V TÍNH TOÁN TRỤC 33

I CHỌN VẬT LIỆU 33

II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 33

1 Xác định sơ bộ đường kính trục 33

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 33

3 Tính chính xác đường kính trục theo điều kiện bền 36

CHƯƠNG VI TÍNH TOÁN CHỌN THEN 54

I Tính chọn then cho trục I 54

1 Then lắp trên bánh đai 54

2 Then lắp trên bánh răng 55

II Tính chọn then trục II 56

1 Then lắp trên bánh răng 56

2 Then lắp trên bánh xích 57

CHƯƠNG VII TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 59

I Chọn loại ổ cho trục I 59

1 Kiểm nghiệm khả nẳng tải động của ổ 60

2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 61

II Chọn loại ổ lăn cho trục II 61

1 Kiểm nghiệm khả nẳng tải động của ổ 62

2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 63

CHƯƠNG VIII TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 64

II Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 66

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN KIỂU ĐỘNG CƠ.

Chọn kiểu loại động cơ

1 Lực vòng trên băng tải F ( N) 2250

2 Vận tốc xích tải v (m/s) 1,3 3 Đường kính băng tải D (mm) 320

4 Thời gian phục vụ L (giờ) 20000

5 t1 (s) 5

6 t2 (s) 14400

7 t3 (s) 14400

8 T1 1.4T 9 T2 1.0T 10 T3 0.7T 11 Số ca làm việc 1

12 Đặc tính làm việc Nhẹ 13 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 450 1.1.Tính toán công suất. 1.1.1 Công suất làm việc băng tải (công suất trên trục công tác chính là trục của băng tải).

11Equation Section (Next)Trong đó :

F = 2250 N : Lực kéo băng tải

v = 1,3 m/s : vận tốc băng tải

1.1.2 Công suất tương đương.

Plv : công suất làm việc trên trục băng tải

η : hiệu suất truyền tải

Theo công thức 2.9 trang 19 ta có:

η= ηd ηbr ηx

Với :

 ηd : hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95-0,96 (để hở)

 ηbr: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : 0,96 – 0,98 (được che kín)

 ηx : hiệu suất của bộ truyền xích : 0,90 – 0.93 (để hở)

 ηol: hiệu suất của bộ truyền ổ lăn :0,99 – 0,995 (được che kín)

Để cho thuận tiện trong việc tính toán ta nên chọn :

ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai : 3-5

u là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ : 3-5 (hộp giảm tốc 1 cấp)

ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích : 2-5

Do đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa ,nên để tránh cho sai lệch tỉ số truyền không quá giá trị cho phép là (≤ 4%) nên chọn ud theo dãy số

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

 Theo công thức 3.23 trang 48 tỉ số truyền hệ thống là :

uht= =

Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động cho các bộ truyền

Ta có : uht = ud ubr ux

Chọn ud = 3,56 ; ubr= 4 => ux =

III TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA BỘ TRUYỀN.

1 Công suất trên các trục.

 Công suất trục động cơ : Pdc = Pct = 3,499 (kW)

 Công suất trên trục I (trục chủ động) : PI = Pdc.ηd = 3,499 0,95 = 3,324 (kW)

 Công suất trên trục II (trục bị động) :PII = PI.ηbr.ηol = 3,324.0,97.0,993 = 3,202

 Công suất trên trục làm việc: Plv = PII ηx =3,202 0,92 = 2,905 (kW)

ubr = 4 n(v/p) 2880 808,989 202,247 77,489

PHẦN II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số đầu vào đã biết

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai đã phân phối: ud = 3,56

- Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằngcông suất cần thiết của động cơ): P1 = Pct = 3,499

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = ndc = 2880 vòng/phút

Tính toán bộ truyền đai là tính chọn các thông số bao gồm:

- Đường kính bánh đai chủ động d1 (mm), được tiêu chuẩn hóa

- Đường kính bánh đai bị động d2 (mm), được tiêu chuẩn hóa

- Dây đai: chiều dai đai l (m) và tiết diện dây đai (tròn, thang, răng lược, hình

chữ nhật dẹt, …)

- Vận tốc đai (vận tốc dài của một điểm bất kỳ trên dây đai) <= 25 m/s

- Số lần va đập của dây đai: i=v/l <=10 (lần/s)

- Góc ôm dây đai (góc chắn tâm bánh đai thể hiện phần dây đai tiếp xúc bánh

đai) phải lớn hơn hoặc bằng 1200.

I CƠ SỞ CHỌN TIẾT DIỆN DÂY ĐAI

Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng côngsuất cần thiết của động cơ): P1 = Pct = 3,499kW > 2 kW nên ta chọn đai thang

II THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa cáctrục xa nhau Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ralực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọngđược truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm các bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổithọ

- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang (đaihình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng

1 Xác định kiểu tiết diện đai thang

Từ bảng 4.13 và hình 4.1, trang 59, sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập1” ta chọn đai loại A

2 Tính toán các thông số bộ truyền đai (d1 , d 2 , l và số dây đai z)

2.2.2 Tính, chọn và kiểm nghiệm đường kính bánh đai bị động

Tỷ số truyền của bộ truyền đai:

Δu= uttu −upp

∆ u=(utt-ud)/ud=(3,571-3,56).100/3,56=0,309% < 4%

Với d2 = 560 mm thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỉ số truyền

2.2.3 Tính, chọn và kiểm nghiệm chiều dài đai.

Từ bảng 4.13T59: ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l=2500 (mm)

 Số vòng chạy (số lần va đập) của dây đai:

 Chiều dài của đai đảm bảo độ bền

 Khoảng cách trục tính toán lại là:

Và:Δ = (d2 -d1)/2 = (560 - 160)/2 = 200 (mm)

Vậy trị số a thỏa mãn điều kiện.

2.2.4 Tính và kiểm nghiệm góc ôm của dây đai (bảo đảm ma sát)

Tính góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ theo công thức:

 Góc ôm thỏa mãn điều kiện

3 Xác định và kiểm nghiệm số dây đai

Ta có: l0= 1700

 l/l0= 2500/1700=1,47 Vậy: Cl = 1,07

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền: ( Tra bảng 4.17[I])

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Tổng quan 1 Thông số đầu vào đó biết (n, P, u x tính cho đĩa xích chủ động).

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích đó phõn phối: ux =2,61(bảng tổng kết phần I)

- Công suất P1 của đĩa xích chủ động (do đĩa xích chủ động lắp trực tiếp vớitrục bị động của hộp giảm tốc nên công suất của đĩa xích chủ động bằng công suất PII

của trục bị động hộp giảm tốc): P1 = PII = 3,225kW

- Tốc độ quay của đĩa xích chủ động: n1 = nII =202,247 vũng/phỳt

Tổng quan 2 Tính toán bộ truyền xích là tính chọn các thông số bao gồm (thông số đầu ra):

Tính xong sẽ chọn Z1, Z2, p, x

- Số răng Z1 (răng) của đĩa xích chủ động (nên chọn số lẻ).

- Số răng Z2 (răng) của đĩa xích bị động (nên chọn số lẻ).

- Dây xích: bước xích p (mm, tiêu chuẩn hóa) và số mắt xích x (nên chọn số

chẵn): tránh hiện tượng trùng khớp.

Tổng quan 3 Điều kiện làm việc của bộ truyền xích (kiểm nghiệm)

- Số lần va đập i < [i] (Tra bảng 5.9 trang 85 để lấy giá trị [i])

- Kiểm nghiệm độ bền va đập của xích về quá tải theo hệ số an toàn:

s > [s] (Tra bảng 5.10 trang 86 để lấy giá trị [s])

I CHỌN LOẠI XÍCH.

Do bộ truyền tải không lớn, ta nên chọn loại xích ống - con lăn một dóy, gọi tắt là

xích con lăn một dóy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mũncao (khả năng chống mài mũn tốt vỡ con lăn nó lăn trong quá trỡnh răng đĩa xích ănkhớp với rónh của mắt xích, điều này làm giảm lực ma sát tác dụng lên con lăn)

1 Tính chọn các thông số của bộ truyền xích (Z 1 , Z 2, p và x)

1.1 Tính chọn số răng các đĩa xích (19Z 1 , Z 2 120)

Từ phần 1 (Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có ux = 2,61

 Từ công thức mục 5.2.1, trang 80 [I] ta có số răng đĩa xích chủ động z1:

 z1 =29-2.ux = 29 - 2.2,61 = 23,78 >19 (răng) (thỏa mãn)

 Tra bảng 5.4, trang 80 [I] ta chọn z1 = 25 (răng)

 Pt - Công suất tính toán (kW)

P = P1 = PII = 3,225 (kW) - Công suất cần truyền ;

Trong đó : (Tra bảng 5.6, trang 82 [I] ta có 6 đại lượng trong công thức trên)

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền :

kO = 1 ( Do góc nghiêng đường nối tâm α=¿45 O<60o)

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 chọn a = 40p

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1,25 (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích);

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn:

kbt = 1,3 (Tra bảng 5.6[I] và 5.7[I] )

 i = 2,633 < [i] = 30 (Tra bảng 5.9 trang 85 [I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiệntượng gẫy các răng và đứt mắt xích

- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Hệ số kf = 6 (bộ truyền nằm ngang, góc nghiêng đường nối tâm bằng 0 độ)

Hệ số kf = 4 (bộ truyền nằm nghiêng, góc nghiêng đường nối tâm dưới 40 độ)

Hệ số kf = 2 (bộ truyền nằm nghiêng, góc nghiêng đường nối tâm trên 40 độ)

Hệ số kf = 1 (bộ truyền thẳng đứng, góc nghiêng đường nối tâm bằng 90 độ)

Với góc nghiêng đường nối tâm trong bảng số liệu đã cho (đề đồ án) ta chọn:

kf = 2 (Theo cuối 5.16 trang 85)

3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

3.1.Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 (Carbon 0,45%) tôi cải thiện đạt độ cứng

170-210 HB (Hardness Brinen)

 Tra theo bảng 5.11 trang 86 ta có:[H] =600 (MPa )

 Lực vòng trên băng tải : Ft = 1507 (N)

 Lực va đập trên m dãy xích (m = 1) :

Fvd1 = 13 10-7 n1 p3 m = 13 10-7 202,247.(25,4)3 1 = 4,31 (N)

 Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy:

 Mô đun đàn hồi : E =

Với : E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích

Lấy E = 2,1 105 MPa (Thép C45)

 Diện tích chiếu mặt tựa bản lề : A = 180 (mm2) (bảng 5.12 trang 87)

 H1 < [H]

3.2.Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:

Dùng thép 45 tôi cải thiện đạt nhiệt độ rắn HB321 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc chophép [H] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng 2 đĩa ( với cùng vật liệu

Theo công thức trang 87 [I] ta có:

 Lực căng trên đĩa xích chủ động F1 và đĩa xích bị động F2:

= 6.107.1,05.3,225/25.25,4.202,247

=1582 (5.20)

Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích, kx =1,15 khi bộ truyềnnằm ngang hoặc nghiêng dưới 40 độ (góc nghiêng đường nối tâm) ; kx =1,05 nếu gócnghiêng đường nối tâm của bộ truyền trên 40 độ

BẢNG THỐNG KÊ KẾT QUẢ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Thép 45 tôi cải thiện

PHẦN IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

I CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng1 cấp chịu công suất trungbình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độrắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên

có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạymòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệtluyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

Nhiệt luyện

Kíchthước S

mm ,không lớnhơn

Độ rắn Giới hạn

bềnb

MPa

Giớihạnchảy

II XÁC ĐỊNH ỨNG XUẤT CHO PHÉP

1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ]

Xác định theo công thức sau:

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

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

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

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

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và YRYsKxF = 1 do đó ta có :

[H] = (6.1a-6.2a)

[F] =

( Tra bảng 6.2[I] trang94 )

+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn

+ KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)

cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KHL , KFL - 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:

KFL = (6.4)Trong đó:

- mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

- NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Trong đó:

c = 1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mômen xoắn ở chế độ thứ i

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 20000 (giờ)

NFE1> NFO1 , NFE2> NFO2

Ka = 43 MPa1/3 : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

3 Xác định đường kính của các bánh răng

Dựa vào bảng 6.11 [I]trang104

dw2 = dw1.u = 44.4 = 176 (mm)3.3.Đường kính đỉnh răng :

da1 = d1 +2(1 + x1 - Δy)m = 44 + 2.(1- 0,395) 2 = 6,42 (mm)

da2 = d2 +2(1 + x2 - Δy)m = 176 +2.(1 - 0,395).2 = 178,42 (mm)3.4.Đường kính đáy răng :

ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZM = 274 Mpa1/3 (Theo bảng 6 5 [I])

ZH - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bề mặt tiếp xúc

+ KH = 1,05 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.+ KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp xác định dựa theo vận tốc vòng:

v = > v = 3,14.44 808,98960000 = 1,86

Tra bảng 6.13[I] ta được cấp chính xác 9

Tra bảng 6.14[I] ta được KH = 1,13

+ KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

Tra bảng P2.3 phụ lục trang 250 được KHv = 1,03

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Zv =0,85.v0,1=0,85.2,650,1=0,94 ( Với HB ≤ 350)

Với v = 1,86 m/s < 5m/s, Zv = 0,94 với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công độc nhám Ra = 2,5 1,25 μm

[ ¿H¿¿cx]¿¿ ¿¿ 100% = 438,46−432,8438,46 100% = 1,3% < 10%

(Thỏa mãn điều kiện)

5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn

5.1.Điều kiện bền uốn cho răng

dw1 = 44 mm - Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động

Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta có :

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với : KF=KF.KF.KFv=1,14.1,37.1,07=1,67 (6.45)

Trong đó:

+ KF = 1,1 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6 7[I])

+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp (tra bảng 6 14[I])

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

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

6.1.Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc

Hmax = H (6.48)với Kqt = Tmax/T = 1,4

 Hmax =432,8 = 512 < [H1]max = 1260 Mpa (6.48-6.49)

[H2]max = 1260 MPa

6.2.Kiểm nghiệm quá tải uốn :

Fmax = F.kqt (6.49)

F1max = F1.kqt = 18,55.1,4 = 25,97< [F1]max = 360 Mpa

F2max = F2.kqt = 17,12.1,4 = 23,97< [F2]max = 360 Mpa

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

7 Lực tác dụng trên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc với cạnh răng

Lực Fn được phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr, lực

Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

-Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ − ¿RĂNG NGHIÊNG

- Với: d = 20 (mm)  bo1 = 15 (mm)

2.2.Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền

Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theocông thức sau:

Sử dụng các kí hiệu sau đây:

K - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

I - số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki - khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

k3 - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn - chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Theo CT trong bảng 10.4[I]trang 191:

lk3 = 0,5( lmk3+b0) + k1+k2

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1] trang189 ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảngcách giữa các chi tiết quay:

k1 = (8…15) mm; lấy k11 = k21= 8 mm+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:

k2 = (5…15) mm; lấy k12 = k22=5 mm+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: