Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Phần I: tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

I Chọn động cơ điện

1 Chọn kiểu, loại động cơ

Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp

- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy

2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động

cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn:

dc dc

dm dt

P ≥P (KW)

Trong đó: Pdm dc - công suất định mức của động cơ

Pdm dc - công suất đẳng trị trên trục động cơ

Do ở đây tải trọng là không đổi nên:

V – vận tốc vòng của băng tải (m/s)

ηΣ - hiệu suất chung của toàn hệ thống

Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo Dục) [I] ta chọn:

Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:

3, 0875

3, 75150,8230

3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb

Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho:

Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: db

sb ct

n U n

= nằm trong khoảng tỉ số truyền nên

dùng (tra bảng 2.4 – (I)): U sb∈U∑nd

Trong đó: nct – số vòng quay của trục công tác

Đây là hệ dẫn động băng tải nên:

60.10 60.10 0,65

82,8025 3,14.150

ct

V n

D

π

Trong đó: D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm)

V - vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp

U = = Giá trị này thoả mãn U sb∈U∑nd

Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500 (v/ph)

4 Chọn động cơ

Qua các bước trên ta đã xác định được: 3,7515

1500 /

dc dm

Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số

kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3 Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ này

5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Kiểu động

cơ

Công suất KW

Vận tốc quay (v/ph)

dn

T T

k

d n

T T

4 3 1

2

Ft

5 6

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống Vậy:

T K

T

= - Hệ số mở máy của động cơ

Pbddc – Công suất ban đầu trên trục động cơ

Kbd – Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)

Từ các công thức trên ta tính được:

Ta thấy: Pmm dc > Pbd dc Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

II Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: dc 82,80251420 17,1492

ct

n u n

Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)

nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Ta có: uΣ =u u ng h =u u x h

Với: ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2

u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm

1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp

Nên ung = (0,1 ÷ 0,15)uh

⇒ u ng = (0,1 0,15) ÷ u∑ = (0,1 0,15).17,1492 1,3095 1, 6039 ÷ = ÷

Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn:

ung = ux = 1,5

⇒ h 17,14921,5 11, 4328

ng

n u

™ Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)

2 3

.1,073

(1 0,5 )

ba h

be be

u u

11, 4328

4, 2315 2,7018

h

u u u

n n u

n n u

- Tốc độ quay của trục III:

2

335,5745 124, 20402,7018

II III

n n u

- Tốc độ quay của trục IV: 124, 2040 82,8027

1,5

III IV x

n n u

2 Tính công suất trên các trục (KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: 3, 7515( )

ct

dc lv lv

3,3896.0,92.0,99 3, 0872

IV III III IV ol

3 Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 3,7515

25230,1585 1420

dc dc

dc

P T

I

P T

II II

II

P T

III

P T

IV IV

IV

P T

Mômen xoắn (Nmm) Trục động cơ 1420

4,2315

2,7018

1,5

Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động

I Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp

1 Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ

- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng

- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng

Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền

Bánh lớn Thép 45 – tôi cải thiện HB 192…240 750 450

H

Z Z K K S

F

Y Z K K K S

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 với tập trung ứng suất

KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ: Z Z K R V XH =1 và Y Z K R S XF =1 nên các công thức (1), (2) trở

thành:

lim

[ ]

o H

H

K S

F

K K S

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I] Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

™ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)

> KFC = 1

™ KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:

H HO m

HL

HE

N K

N

Với:

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

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì:

NHE = NFE = N = 60.c.n.tΣ

Với: c, n, tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong

1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

4 17.365 .24 16352

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

H

K S

F

K K S

H

K S

F

K K S

σ

Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Dù bánh răng côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: [ ] [σH = σH2]= 481,82 (MPa).Vì

H

K S

F

K K S

H

K S

F

K K S

σ

Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Ta thấy [σH]' thỏa mãn điều kiện: [σH]' 1, 25≤ [ ] σH min =1, 25[ ] σH4

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ ]σH 'max =2,8σch4 =2,8.427, 27 1196,36= (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ ]σF3 max =0,8σch3 =0,8.450 360= (MPa)

[ ]σF4 max =0,8σch4 =0,8.340 272= (MPa)

3 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)

a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc)

[ ]

1 2

1

.1

- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

T1 = 24977,9577 (Nmm)

- [ ]σ - ứng suất tiếp xúc cho phép H [ ]σH =481,82 (MPa)

Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

2 3

Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:

- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn: Z V1≥Zmin = 17, trong đó:

Với bánh răng côn răng thẳng: 1

c δ

=

- Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài:

Kết hợp de1 = 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền

u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z1p = 16

Vì độ rắn mặt răng H1, H2 < HB 350 ⇒ Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 26

™ Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình

Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9)

= (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm) Môđun trung bình: 1

1

m tm

d m

be

m m

™ Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia

- Số răng bánh lớn: Z2 = u1.Z1 = 4,2315.27 = 114,25 Lấy Z2 = 114 răng

⇒ Tỉ số truyền thực tế: 2

1

114

4, 2227

Z u Z

o Z

Re =0,5.m te Z +Z =0,5.2 27 +114 =117,15 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

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

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn ZM = 274 MPa1/3

- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong bảng 6.12, [I]

Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng β = βm = 0 ta có ZH = 1,76

Với bánh răng côn răng thẳng: K Hα =1

+) K HV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.63, [I], ta có:

1 1

1 2

HV

v bd K

Với: dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ

m

d n

m/s Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8

Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có: δH =0,006

Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 56

Trong đó: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Như vậy σH > [ ]σH cx với chênh lệch không nhiều (<4%) nên có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):

[ ]

474,81 0,3.117,38 37,89

Vậy σH =456, 66 MPa < [ ]σH cx =457, 729 MPa nên bộ truyền đảm bảo về

tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn được viết như sau:

Trong đó:

- b: chiều rộng vành răng (mm)

- mtm: môđun trung bình (mm)

- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)

- Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

2 2

F

F

Y Y

+) K Fβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng

117,38

be e

b K R

Suy ra: . 0,32.4, 22 0,8

2 2 0,32

be be

K u

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có ⇒ K Fβ =1, 7

+) K Fα : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng: K Fα =1

+) K HV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1

1 2

FV

v bd K

™ Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn

Từ các công thức (2) và (4) ta có:

[ ] [ ]σF = σF Y Y KR S XF

Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I])

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5

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

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Mà: [ ]σH max = 1260 (MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị

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

Chiều dài côn ngoài Re = 117,15 mm

Môđun vòng ngoài mte = 2 mm

Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được:

Đường kính chia ngoài de1 = 54 mm

de2 = 228 mm Đường kính trung bình dm1 = 45,9 mm

dm2 = 193,8 mm Góc côn chia δ1 = 13,320 δ2 = 76,680

Chiều cao răng ngoài he = 4,4 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,7 mm

hae2 = 1,3 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 1,7 mm

hfe2 = 3,1 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 59,25 mm

( 3 4)

n

m Z Z a

β

+

Sơ bộ chọn góc nghiêng β, với răng nghiêng thì β = 8 … 200

- Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ:

0 w

100

2, 7 37

Z u Z

Từ công thức (17) ta tính lại góc nghiêng β:

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

w

2 cossin 2

b H

Với αt và αtw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài liệu [I] ta có:

0

0 w

o t

β ε

π

=Với bw =ψba2.aw =0,3.140 42= mm 42sin11, 48

1,33 2.

o b

Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên K Hα được tra trong bảng

6.14, [I] Để tra được giá trị của K Hα và K HVta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ số trên

Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: K Hα =1,13 và K Fα =1,37

- Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau:

w w3 2

1 2

H HV

v b d K

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

H

δ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: δH =0, 002

Vậy w

2

140 0, 002.73.1,33 1, 4

Như vậy σH > [ ]σH cx với chênh lệch khá nhỏ là 0,6% nên có thể giữ nguyên các

kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng bw theo công thức sau (suy

43

b b

Vậy σH =416, 47 MPa < [ ]σH cx =418,86 MPa nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

Trong đó:

bw - chiều rộng vành răng bw = 43 mm

dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 75,68 mm

T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 100453,3718 Nmm

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ KFα KFV

Với: K Fα =1,37 (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

F FV

v b d K

Do mn = 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

δF - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: δF =0,006

v = 1,33 m/s

2

140 0, 006.73.1,33 4,19

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5

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

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Mà: [ ]σH ' max = 1196,36 (MPa) nên bất đẳng thức (22) được thỏa mãn

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

da4 = 208,08 mm Đường kinh đáy răng df3 = 70,51 mm

df4 = 199,08 mm Đường kính vòng lăn dw3 = 75,68 mm

dw4 = 204,34 mm Góc profin răng αt = 20,370

II Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục

1 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp

Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc, [II] thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤ 12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp)

a) Mức dầu tối thiểu X min

- Với bánh răng côn:

2

228,6 sin 5 38sin 76,68 5 82,32

o ae

b) Mức dầu tối đa

- Với cấp nhanh:

Vì v = 3,41 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm

Nên: X2max = X2min – 10 = 82,32 – 10 = 72,32 (mm)

Vậy X4max = X4min – 26,01 = 95,04 – 26,01 = 69,03 (mm)

Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc:

Xmin = min (X2min ; X4min) = min (82,32 ; 95,04) = 82,32 (mm)

Xmax = max (X2max ; X4max) = max (72,32 ; 69,03) = 72,32 (mm)

Ta có chiều sâu ngâm dầu:

ΔX = Xmin - Xmax = 82,32 – 72,32 = 10 (mm) > 5 (mm)

Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn

2 Kiểm tra điều kiện chạm trục

Với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp như hình vẽ, để các bánh răng không bị chạm trục thì:

d - đường kính sơ bộ của trục III

Theo công thức (10.9), [I] ta có: 3 3[ ]

0, 2

sb III

T d

τ

=

Trong đó:

T3 – mômen xoắn trên trục III , Nmm

[ ]τ - ứng suất xoắn cho phép, MPa

Với vật liệu trục là thép 45 thì [ ]τ =15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải lấy [ ]τ thấp xuống khá nhiều

Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III

Vậy điều kiện về chạm trục được thỏa mãn

III Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xích

Thiết kế truyền động xích bao gồm các bước:

- Chọn loại xích

- Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định các thông số khác của đĩa xích và bộ truyền

- Kiểm tra xích về độ bền (đối với xích bị quá tải)

- Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục

1 Chọn loại xích

Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng Trong đó:

- Xích ống: đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh, mà mòn bản lề là dạng hỏng nguy hiểm và thường là nguyên nhân chủ yếu làm mất khả năng làm việc của bộ truyền xích Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ

- Xích con lăn: Về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi

Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10 đến 15 m/s Nên ưu tiên dùng xích một dãy, nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nên dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy vì sé làm giảm được bước xích, giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền

- Xích răng: Có ưu điểm khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp

và giá thành đắt hơn xích con lăn, do vậy chỉ nên dùng xích răng khi vận tốc xích trên

10 đến 15 m/s

Với bộ truyền xích ta đang thiết kế có:

- Vận tốc đĩa xích dẫn là không cao: n3 = 124,204 v/ph

Nên dựa theo những phân tích trên ta chọn loại xích con lăn

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

x

Z u Z

Pt - công suất tính toán

P - công suất cần truyền

P = PIII = 3,3896 KW [P] - công suất cho phép

kz - hệ số số răng 01

1

25 0,926 27

z

Z k Z

k - hệ số sử dụng

k = k0kakđckbtkđkc (2.2) với:

k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

ka - hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

kđc - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

kbt - hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

kđ - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

kc - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Trị số các hệ số trên được tra trong bảng 5.6, [I]

- Đường nối tâm 2 đĩa xích so với đường nằm ngang là 00 < 600 nên: k = 1

- Chọn khoảng cách trục a = 30p nên: ka = 1

- Vị trí trục không điều chỉnh được nên: Kđc = 1,25

- Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II (đạt yêu cầu theo bảng 5.7, [I]) nên: kbt = 1,3

- Tải trọng là tải trọng tinh, làm việc êm nên : kđ = 1

- Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày là 1/3 tức là làm việc 1 ca nên: kc = 1

Vì số mắt xích nên lấy là số chẵn, nên ta chọn x = 94

Với x = 94 ta tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn xc = 94

=Với v là vận tốc trung bình của xích:

27.25, 4.124, 204

1, 42 60.10 60.10

P F

Kf – hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

Do bộ truyền xích nằm ngang nên kf = 6 Vậy: F o =9,81.6.2,6.0, 758 116= (N)

Vậy s > [s] (thỏa mãn 3.1) nên bộ truyền xích đã đảm bảo đủ bền

4 Xác đinh các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

a) Xác đinh các thông số của đĩa xích

p d

Z

π π

Theo bảng 14 – 4b: Các thông số về biên dạng của xích ống con lăn, [II] ta có:

b) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:

Tra bảng 5.6, [I] ta được kđ = 1

- kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, nó phụ thuộc vào Z1

- A: diện tích chiếu của bản lề

Tra bảng 5.12, [I] ứng với p = 25,4 mm và xích con lăn 1 dãy ta được:

Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sé đạt được ứng suất cho phép [σH] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 vì (4.1) được thỏa mãn

Theo (4.2) ta có: 2

2 1

1

0, 28496,3 415, 23

[ ]2

H H

⇒ < (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

Vậy đĩa xích đảm bảo độ bền tiếp xúc

- Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

- Tính sơ bộ đường kính trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít – bánh vít, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được tinh đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ qua

2 2.24977,9577

1019 49

t m

T F d

F t2≈F t1= 1019 (N) Lực hướng tâm: 1 1 os 1 1019,5 20 os13,349o o 361