ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY " THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI " doc

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY " THIẾT KẾHỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI "... Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền.. ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁYĐỀ SỐ: 2A PHƯƠNG ÁN 9 THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY " THIẾT KẾ

HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI "

Mục lục

Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:

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

Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền.

Phần III : Tính và chọn khớp nối.

Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.

Phần V : Tính và chọn then.

Phần VI : Tính và chọn ổ lăn.

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

Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác Phần IX : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ SỐ: 2A PHƯƠNG ÁN 9 THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

2 3

5 4

6

P V

1

2 3

5 4

6

P V

Hình 1 Lược đồ hệ dẫn động xích tải

1 Động cơ 2 Nối trục 3 Bộ truyền đai

4 Hộp giảm tốc 5 Bộ truyền xích 6 Băng tải

Bảng1

Bảng số liệu cho trước:

- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu

2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):

3 01 Bản thuyết minh(A4)

LỜI NÓI ĐẦU

Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết

kế các tiết máy có công dụng chung Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất Đối với sinh viên Cơ khí thì môn

học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức chuyên môn.

Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để

ta có thể tiếp cận được vói tri thức, với thực tiễn Từ đó hoàn thiện chuyên môn Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn của thầy Ngô Văn Quyết em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động Băng tải dùng hộp tốc độ bánh răng côn 1 cấp Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm Rất mong nhận được

sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn.

Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu:

- Đồ án môn học chi tiết máy -Ngô Văn Quyết.

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1.

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2.

Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày 15 tháng 8 năm 2010

Sinh viên

Tường Ngọc Tú

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ

VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

I.I.1 Chọn kiểu loại động cơ:

Để thuận tiện và phù hợp với lưới diện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều Cụ thể hơn ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to lồng sócvới ưu điểm: đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trục tiếp vào lưới điện ba pha không càn biến đổi dòng điện

I.I.2 Kết quả tính toán trên băng tải:

a Momen thực tế trên băng tải:

M =P

2

D

(1.1) =3250.0.52

2 = 845 N.m P: Lực kéo băng tải

D: Đường kính băng tải

b Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ.

Trong thực tế M không phải là hằng số mà biến đổi vì vậy ta tính công suất động cơ theo công thức đẳng trị

.

k k k

M t t

=      

2 2

*Kết luận :Với số đôi cực từ p=2 và công suất động cơ 6,5 kW

Tra bảng P1.1 TTTKHDĐCK tập 1: Các thông số kỹ thuật của động cơ điện K

Ta chọn loại động cơ K mang nhãn hiệu K160S4 có các thông số:

Kiểu

động cơ

Công suất Vận tốc

quay Vg/ph

%

dn

I I

k dn

T T

Khối lượng

Kg

d

mm

kW Mã

lực

50Hz 60HzK160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 9,4 38

Bảng 1.1 Thông số động cơ

-Đặc điểm của động cơ điện loại K:

Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (nđb) là 1500 vòng/phút, động cơ loại K có phạm vi công suất từ 0,75 KW đến 30 KW lớn hơn của động

cơ DK và nhỏ hơn của động cơ 4A

Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động cao hơn 4A và DK

I.II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống

1450

21,35 67,9

u dai=3,1 đai thang

6

P V TKN

I

III II

TDC

Hình 1.1 Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải

I.III.1 Tính toán tốc độ quay của các trục

u

  vg/ph

I.III.2.Tính công suất trên các trục

Công suất danh nghĩa trên các trục:

Động cơ :Pdc= Plv=6,5 kW; PKN=6,57.KN.ol=6,57.1.0,99=6,5 kW.Truc I : P I P dc KN msat ol  6,5.1.0,88.0,99 5,66  kW

Truc II : P II P I  ol brcon  5,66.0,96.0,99 5,38  kW

Truc III: P III P II xich ol  5,38.0,92.0,99 4,90  kW

I.III.3.Tính momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên các trục:

Trục I

Trục II

Trục III

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

II.1 Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai:

Truyền động đai hình thang

Công suất trên bánh đai nhỏ Pđc=6,5kW

13 11

Hình 2.1 Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang

Tính toán thông số đai A

-Đường bánh đai nhỏ

d1=  3 3

1

5, 2 6, 4 T 6 42810,34 209,89  mm chọn 200mm (2.1)-Vận tốc đai

Hệ số chiều dài đai: Cl=0,95 (l/lo=0,8).

Với u=3,1 lớn hơn 3 Cu=1,14

-Lực căng đai ban đầu:

Fo=780.P1.Kđ/v.C.z + Fv (2.7)

-Lực căng do lực li tâm Fv=qm.v2 với qm=0,178

v = 15,18  Fv=41,02 N

Hình 2.2 Lục tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc

Bảng 2.2 Kết quả bộ truyền đaiKhoảng cách trục aw1 1102,14 mm

Đường kính bánh đai nhỏ 200 mm

Đường kính bánh đai lớn 630 mm

Bề rộng của bánh đai B 44 mm

Bề rộng của dây đai b 13 mm

II II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

II II 1 Chọn loại xích

Ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao Do bộ truyền tải không lớn ta chọn loại xích này

II II 2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

a Chọn số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền; P = 5,38kW;

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bướcxích p = 50,8 (mm), theo bảng 5 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 48,81 (KW);

25 = 1

Từ (II -19) ta tính được: Pt = 5,38 3 1 2,9 = 46,81 (KW)

 Pt = 46,81 KW < [P] = 48,81 KW

Với bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, điều

kiện p <pmax được thỏa mãn.với số vòng quay max la 300vg/ph

Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:

2

2 1 2

4

) (





(2.12)  x = 2.203250,8 + 25 50

2

 +

2 2

(50 25) 50,8 4.3,14 2032

1 2 1

2

) (

2 )]

( 5 , 0 [ 5

, 0



z z z

z x

z z

z n

x  [i] (2.14)  i = 25.135,97

15.118 = 1,92Theo bảng 5 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 15;

 i = 1,92 < [i] = 15, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên

trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an

toàn:

s =

v t

d F F F k

Q



 0. ≥ [s] (2.15)Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK

II

z p n

(2.16)  v = 25.50,8.135,97

 s = 84,3 > [s] = 8,3 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

d Xác định đường kính đĩa xích

 Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:

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

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

H = 0,47  

d

vd d t r

k A

E F K F k

Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

2

1 2

E E

E E

 - Mô đun đàn hồi , 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;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12 - tr 87 -

TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 645 (mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:

- Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C× 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 50 > 50 và vận tốc xích v = 2,88 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích

e Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích

Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi

bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o;

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1868,06 (N);

 Fr = 1,05 1868,06 = 1961,46 (N)

Bị động: da2 =833 mmĐường kính vòng chân răng của đĩa

II III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

II III 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất trung bình thấp (Pdc

dm = 7,5 kW) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có

độ rắn 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 chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10đến 15 đơn vị:

II III 2 Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác định theo công thức sau:

 ZR .Zv KxH KHL (2.25)

 YR Ys KxF KFC KFL (2.26)Trong đó:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

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

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 , theo đó các công thức

S

K

.

lim 0



(2.28)Trong đó:

0

F = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

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 = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

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

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

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

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

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

II II 3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Công thức thiết kế có dạng:

) 1

H

u K K

K T





 (2.36) Trong đó:

KR = 0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 MPa1/3  KR = 0,5 100 = 50 MPa1/3

T1 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T1 = 115562,06 Nmm; [H] – Ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 500 MPa;

KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh côn, và với Kbe- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe =b/Re = 0,25…0,3

 2

. = 0, 25.3, 442 0, 25

 = 0,49Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn KH = 1;

) 1

H

u K K

K T





 (2.37) hay: de1 =

2.160, 29

3, 44  1 = 89,49 (mm)Theo bảng 6 22 - tr 114 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có z1p = 18,32 với HB ≤ 350;

ta tính z1 theo

công thức: z1 = 1,6z1p = 1,6 18,32 = 29,3 (răng) Theo đó, ta chọn z1 =

29 (răng)

mtm = 78,3

29 = 2,7 (mm)  Xác định mô đun của bánh răng:

Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức:

 = 3 (mm)Theo bảng 6 8 tr - 99 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn mte = 3 (mm)

Từ mô đun mte tiêu chuẩn, ta tính lại dm1 và mtm:

mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 3 (1 - 0,5 0,25) = 2,63 (mm)

dm1 = mtm z1 = = 2,63 29 = 76,125 (mm),

 Xác định số răng bánh răng lớn z2:

Ta có: z2 = uI z1 = 3,44 29 = 99,76 (răng), ta chọn z2 = 100 (răng) Tính tỉ số truyền thực tế:

Góc côn chia của hai bánh răng được xác định theo công thức:

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

H = ZM ZH Z

u d b

u K T

m

H

85 , 0

1

2

2 1

ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6 12 - tr -106 TTTKHDĐCK tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: xt = x1 + x2 = 0 

 = 1 , 88 3 , 2 1 1 .

2 1

m H

K K T

d b v

2

.

H - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng;

dm1 - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 76,125 (mm);

v - Vận tốc vòng của bánh răng côn nhỏ, tính theo công thức:

T1 - Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 115562,06 Nmm;

b - Chiều rộng vành răng, b = Kbe Re = 0,25 166,61 = 41,65 (mm);  ta chọn b = 42 (mm)

Theo công thức (II -35), ta tính:

KHv = 1 + 2.115562,06.1.18,11.42.76,125 = 1,11

Từ công thức (II -52)  KH = 1 1 1,11 = 1,11

[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 500 MPa;

Ta thay các giá trị vừa tính toán được vào công thức (II -49):

H = 274 1,76 0,87  2 

2

2.115562,06.1,11 3, 448 1 0,85.42.76,125 3, 448

 = 452,49 (MPa)

Theo công thức (II -17) và (II -17a), ta có:

KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với đường kính vòng đỉnh bánh răng da <700 mm, ta có: KxH = 1.

[H] = 500 1 1 1 = 500 (MPa)

Vậy : H < [H]  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn:

F1 =

1

1 1

85 , 0

2

m nm

F F

d m b

Y Y Y K

Y

Y



 [F2] (2.51)Trong đó:

T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 115562,06 Nmm;

mnm- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm

= 2,63 (mm);

b -Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm);

dm1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dm1 = 76,125 (mm);

Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

với bánh răng côn răng thẳng,  = 0, Y =1;

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau:

zvn2 = 0

100 cos(73,83 ) = 359,08Theo bảng 6 18 - tr 109 - TTTKHDĐCK tập 1 và chọn bánh răng không dịch chỉnh, ta có: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 ;

m F

K K T

d b v

2

.

F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 - tr

107 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn F = 0,016;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 -

tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng vớiđến 3,44 mm, ta chọn g0 = 73;

v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,87 (m/s)

dm1 - Đường kính của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 76,125 (mm)

u - tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn, u = 3,448;

F1 = 98,72 MPa < [F1] = 257,143 MPa;

F2 = 93,52MPa < [F2] = 246,857 MPa

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (trong quá trình mở máy và hãm máy…) với

Tmax (Mmax) - Mô men xoắn quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Fmax = F Kqt  [F]max (2.58)Với F xác định theo công thức (2.57) và (2.58), [F]max xác định theo công thức(2.42)

Theo đó, ta có:

H = 452,49 MPa;

[H1]max = 1624 MPa, [H2]max = 1260 MPa;

F1 = 98,72 MPa, F2 = 93,52 MPa;

[F1]max = 464 MPa, [F2]max = 360 MPa;

Thay các giá trị trên vào công thức (II -46) và (II -47), ta tính được:

Hmax = 452,49 1,5 = 521,12 MPa;

F1max = 98,72 1,5 = 148,08 MPa;

F2max = 93,52 1,5 = 140,28 MPa;

Nên: Hmax = 521,12 MPa < [H1]max = 1624 MPa;

Hmax = 521,12 MPa < [H2]max = 1260 MPa;

F1max = 148,08 MPa < [F1]max = 464 MPa;

F2max = 140,28 MPa < [F2]max = 360 MPa;

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

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

 Chiều dài côn ngoài: Re = 160,29 (mm);

 Mô đun vòng ngoài: mte = 3 (mm);

 Chiều rộng vành răng: b = 42 (mm);

 Tỷ số truyền: um = 3,448;

 Góc nghiêng của răng:  = 0o ;

 Số răng của bánh răng: z1 = 29 (răng) , z2 = 100 (răng);

 Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0

Theo công thức trong bảng 6 19 - tr 111- TTTKHDĐCK tập 1, ta tính được:

- Đường kính chia ngoài:

- Chiều cao răng ngoài:

he = 2hte mte + c với: hte = cosm = cos0 = 1, c = 0,2 mte => he = 2 1 3 + 0,2.3 = 6,6 (mm)

- Chiều cao đầu răng ngoài:

hae1 = (hte + xn1.cosm) mte ; hae2 = 2hte mte - hae1

Trong đó: xn1 - Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng côn nhỏ, theo bảng 6 20 - tr

- Đường kính đỉnh răng ngoài:

dae1 = de1 + 2hae1 cos1 = 87 + 2 3,99 cos16,17o = 94,66 (mm)

dae2 = de2 + 2hae2 cos2 = 300+ 2 2,01 cos73,83o =

301,12(mm)

f, Tính lực ăn khớp bánh răng :

Hình 2.5 Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn

Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 29

Số răng bánh răng côn lớn z2 = 100

Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: dm1 = 76,125 mm

Bị động: dm2 = 279,67 mmĐường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: de1 = 87 mm

Bị động: de2 = 300 mmĐường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Chủ động: dae1 = 94,66 mm

Bị động: dae2 = 301,12mm

Góc côn chia của bánh răng Chủ động: 1 = 16,17o

Bị động: 2 = 73,83o

Chiều cao răng ngoài he = 6,6 mm

Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: hae1 = 3,99 mm

Bị động: hae2 = 2,01 mmChiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: hfe1 = 2,61 mm

Bị động: hfe2 = 4,59 mm

Chiều dài côn ngoài Re = 160,29 mm

Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản,

dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…

Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 42810,34 Nmm =

42,81034Nm;

Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động cơ d = 38 (mm)

- Theo bảng 16 10a - tr 68,69 - TTTKHDĐCK tập 2, ta có bảng kích thước

cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau:

Bảng 3.1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi.

Lmm

lmm

d1

mm

D0

mm

Z nmax

v/p

Bmm

B1

mm

l1

mm

D3

mm

l2

mm

12 32 12 65 16 80 56 90 4 460 5 42 30 28 32

Chọn vòng đàn hồi bằng cao su.

- Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt:

Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 -

TTTKHDĐCK tập 2:

d =

3

0

2

l d D Z

kT

c  [d] (3.1)Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16 1 - tr 58 - TTTKHDĐCK tập 2, với máy công tác là xích tải, ta chọn k = 1,4;

[d] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [d] = 3 MPa;

.

0 3 0

 u =

4 90 14 1 , 0

50 31968 8 , 1

3 = 29,12 (MPa) < [u]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt

Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý