Thông qua đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy, mỗi sinh viên được hệ thống lạicác kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết
Trang 1Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ
sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy
Thông qua đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy, mỗi sinh viên được hệ thống lạicác kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu
về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấpchính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều sốliệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do
đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy,Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từngbước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này củamình
Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em
đó được giao đề tài :
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên
Hoàng Minh Thuận Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộtruyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích Hệ đượcdẫn động bằng động cơ điện thông, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyềnxích để truyền động đến xích tải
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 tuynhiên khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếusót.Em rất mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy Hoàng Minh Thuận
đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ ánmôn học này
Hưng Yên, ngày 18/11/2011
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Trang 2PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.1 Chọn động cơ.
I.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.
- Công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11[I]:
P lv == = 3,41 kW
Trong đó:
+ Plv là công suất trên trục máy công tác, kW;
+F là lực kéo băng tải ,N
+v là vận tốc băng tải,m/s
-Công suất tương đương của động cơ theo CT 2.14[I]
P tđ = P lv Trong đó:
+ là hệ số tải trọng tương đương
== = 0,76
Trong đó:
Ti : momen xoắn làm việc của máy trong thời gian ti ; T1= T; T2= 0,5T
ti : thời gian làm việc của máy với mô men Ti; t1 = 0,5tck; t2 = 0,3tck tck thời gian 1 chu kỳ của động cơ
=> Ptđ = 0,76 3,41= 2,59 kW
-Theo CT 2.8 [I] ta có công suất cần thiết là:
Trong đó :
+ Pct là công suất cần thiết của động cơ, kW;
+ η là hiệu suất của toàn bộ hệ thống theo CT 2.9[I]
η = ηđ.ηbr.ηx
Trong đó theo bảng 2.3[I]
ηđ = 0,95 là hiệu suất bộ truyền động đai
ηbr = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
ηol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn
ηx = 0,92 là hiệu suất bộ truyền xích
Trang 3=> η = 0,95.0,97 .0,92= 0,82
- vậy công suất cần thiết của động cơ là:
Pct = = 3,16 (kW)
I.1.2 Xác định số vòng quay cơ bản của động cơ.
Theo CT 2.18[I] xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
nsb = nlv.ut Trong đó:
+ nlv là số vòng quay của trục làm việc,v/p
nlv được xác định theo CT 2.16[I]:
nlv = ;
Trong đó: v -vận tốc của băng tải, m/s;
D -đường kính băng tải, mm
theo đề bài ta có: v = 0,35 m/s; D = 250 mm;
=> nlv = = 26,75 (v/p) + ut là tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
Mặt khác theo CT 2.15[I] ta có:
ut = uđ.ubr.ux ;
uđ –tỉ số truyền của bộ truyền đai;
ubr - tØ sè truyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng;
ux - tØ sè truyÒn cña bé truyÒn xÝch;
theo bảng 2.4[I] ta chọn : uđ = 3 ; ubr= 4; ux= 2,5
=> ut = 3.4.2,50 = 30
Số vòng quay sơ bộ là:
nsb = 26,75 30 = 802,50 (v/p)
I.1.3 Chọn động cơ.
Theo CT 2.19[I] Ta phải chọn động cơ có:
Tra bảng P1.3 [1], P1.7[I] ta chọn được động cơ có tên là: 4A112MB6Y3
Bảng số liệu của động cơ:
Trang 4động cơ Côngsuất,
kW
Vận tốcquayvòngquay,v/p
Cos
ФD,(mm)
4A112MB6Y
3
I.2 Phõn phối tỷ số truyền.
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, theo CT 3.23[I]phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống:
ut = = = 35,51 Mặt khác theo CT 2.15[I] ta cú:
ut = uđ.ubr.ux
Chọn theo bảng 2.4[I]
+ tỷ số truyền của bộ truyền bỏnh răng: ubr = 4
+ tỷ số truyền của bộ truyền đai là: uđ= 3,56
=> ux = = = 2,49
I.3 Xỏc định thụng số trờn cỏc trục
1 Tớnh cụng suất trờn cỏc trục.
Trục II:
PII = = 2,87 (kW) Trục I:
PI = = = 2,99 (kW)
Trang 5nI = = 266,85 (v/p) Trục II:
nII = = = 66,71(v/p) Trục làm việc:
nlv = = 26,79 (v/p)
3.Tính momen xoắn trên các trục.
Ta có momen xoắn trên các trục như sau:
Trang 6PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
-Sử dụng đai thang thường
-Chọn tiết diện đai thang:
mm 2
Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm
Chiều dài giới hạn
Trang 7710)
1(
→ thỏa mãn điều kiện
c, tính chiều dài đai
Theo CT 4.4 [I]
Trang 8Từ khoảng cách trục asb đã chọn, ta có chiều dài đai:
mm
d d d
d l
a
a
sb sb
75,291380
,695.4
)200710
()710200
.(
.5,080,695
2
.4
)(
).(
.5,0
2
2
2 1 2 2
1
=
−+
++
=
−+
++
=
ππ
Theo bảng 4.13 [I] chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2800 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:
Theo CT 4.15 [I]
max 35 , 3 8 , 2
94 , 9
i l
=λ λ
aw
Trong đó:
3 , 1371 2
) 710 200
( 14 , 3 2800 2
) ( 1 2
200 710 2
,
=
− +
=
⇒
Trang 9e , Góc ôm bánh đai nhỏ
Theo CT 4.7[I]
0 0
1 2
40 , 634 180
) (
đ
C C C
K P z
C [P
.
o
1
α
=
Trong đó:
+ P1= 3,15 kW công suất trên trục bánh đai chủ động
+ Kđ : hệ số tải trọng động Tra Bảng 4.7 [I] chọn Kđ = 1,6
+ Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
Tra Bảng 4.15 [I] → Cα = 0,88 với α1 = 134,18 o
+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
25 , 1 2240
Tra Bảng 4.17 [I] → Cu = 1,14 với uđ = 3,56
+ [Po] : công suất cho phép (kW)
Theo Bảng 4.19 [I] với v = 9,94 m/s và d1 = 200 mm → [Po] = 3,66 kW
Trang 10+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Theo Bảng 4.18 [I]
86 , 0 66 , 3
15 , 3 ] [
6,1.15,3
9
=17,59 N + qm= 0,178 Kg/m khối lượng 1 m chiều dài đai; theo bảng 4.22 [I] + v = 9,94 m/s vận tốc vòng đai
+ P1: công suất trên bánh đai chủ động
Lực căng trên 1 đai được xác định: Theo CT 4.19[I]
v
d
z C v
K P
780 1
α
)(30,24259
,172.88,0.94,9
6,1.15,3.780
N
=+
=
Trang 11Lực tác dụng lên trục
F r = 2F o z sin(α1 /2) = 2 242,30 2 sin(134,18 /2) =892,75 N
Bảng thông số bộ truyền đai
Trang 12PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
3 1 Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, 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
3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
Trong đó: Pt là công suất tính toán;kW
P = 2,87 kW là công suất cần truyền;
Trang 13theo bảng 5 5 [I], với n1= 66,71 v/p => chọn n01 = 50 v/p,
kz - Hệ số số răng ; kz = 1
01
z z
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 [I],với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nốitâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trườnghợpvị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;
kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng va đập mạnh, ta chọn: kđ = 1,8;
kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
vậy ta tính được:
k = 1 1 1,25 1,3 1,8 1,25 = 3,66
công suất tính toán là
Pt = 2,87 3,66 0,93 0,75 = 7,33(kW)
Trang 14Tra bảng 5.5[I] với Pt = 7,33 kW và n01= 50 v/p, ta chọn [P]= 10,5 kW
2
2 1 2
4
) (
− +
+
−
2 1 2 2
1 2 1
2
) (
2 )]
( 5 , 0 [ 5
, 0
π
z z z
z x
z z
Theo đó, ta tính được:
− +
+
−
2 2
14 , 3
) 27 67 ( 2 )]
27 67 ( 5 , 0 118 [ 27 67 5 , 0 118
Trang 1515
= 1,02Theo bảng 5.9 [I], ta có: [i] = 20;
⇒ i = 1,02 < [i] = 20,
Vì vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây
ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích
Trang 16kđ - Hệ số tải trọng động, với tải trọng mở máy bằng 200% so với
tải trọng danh nghĩa, ta chọn kđ =1,7
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:theo CT
v =
3 1 1
10 60
.
n p z
= 60000
71 , 66 1 , 38 27
= 1,14
87 , 2 1000
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,01.a = 0,01 1327,76 = 13,28 (mm);
kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc < 40o so với phương nằm ngang;
⇒ s = 27,77 > [s] = 7 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Trang 171 , 38
1 , 38
r = 0,5025.dl + 0,05 theo bảng 5.2 [I] với p= 38,1 mm => dl = 22,23 (mm),
Trang 18Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: CT 5.18[I]
σH = 0,47.
d
vđ đ t r
k A
E F K F k
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 10 5 MPa;
A = 395 Diện tích chiếu của bản lề; theo bảng 5 12 [I],
kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy);
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11 [1];
Thay các số liệu trên vào CT 5.18[I], ta tính được:
- Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:
Trang 19= 0,47.
d
vđ đ t r
k A
E F K F k
10 1 , 2 80 , 4 8 , 1 54 , 2517 41 ,
k A
E F K F k
10 1 , 2 93 , 1 8 , 1 54 , 2517 21 ,
= 334,38 (MPa)Như vậy: σH1 = 467,36 MPa < [σH] = 550 MPa ; σH2 = 334,38 MPa < [σH] = 550 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám CЧ 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 67 ≥ 50 và vận tốc xích v = 1,14 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 321 sẽ đảm bảo được độ bềntiếp xúc cho răng của hai đĩa xích
kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 2517,54 (N);
⇒ Fr = 1,15 2517,54 = 2895,17 (N)
Trang 20Bảng thông số của bộ truyền xích
Trang 21PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh răng 1 : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Bánh răng 2 : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
4 2 Xác định ứng suất cho phép
1 xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Trang 22theo CT 6.1a[I] ta có:
[σH] = H
HL H
S
K
.
lim 0
σ
Trong đó:
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
HO N N
Trong đó:
+ mH - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc;
Trang 23⇒ NHO1 = 30 2452,4 = 16 259 974,39NHO2 = 30 2302,4 = 13 972 305,13 + NHE , Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc theo CT 6.7[I]:
NHE = 60.c.∑ (T i /Tmax)3n i t i
Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Ti - Mô men 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 = 24000( giờ)
Trang 24Ta thấy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 do vậy ta chọn:
⇒ KHL1 = 1 , KHL2 = 1;
ta tính được:
HL H
σ
= = 509,09 MPa
[σH2] = H
HL H
σ
= 1,1
1 530
S
K
K lim 0σ
Trong đó: là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở;
SF là hệ số an toàn khi tính về uốn ;
Trang 25Tra bảng 6.2[I] với thép 45 tôi cải thiện ta tra được
= 1,8HB ; SF = 1,75 Thay vào ta được:
= 1,8HB1 = 1,8.245= 441 MPa = 1,8HB2 = 1,8.230= 414 Mpa KFC là hệ số xét tới ảnh hưởng đặt tải; KFC=1 khi đặt tải một phía( bộ truyền quay một chiều)
KFL là hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ của bộ truyền, được xác định theo CT 6.3[I]:
KFL =
F
m FE
FO
N N
Trong đó:
mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4 đối với tất cả các loại thép
NFE , Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tảitrọng thay đổi nhiều bậc theo CT 6.8[I]:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Trang 26Ti - Mô men 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 = 24000( giờ)
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
S
K
1 lim 0
.
σ
= = 252,00 MPa
[σF]2 = F
FL FC F
S
K
2 lim
0
σ
= = 236,57 MPa
3.ứng suất quá tải cho phép
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải được xác định theo CT 6.13[I]:
[σH]max = 2,8σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;
và ứng suất uốn cho phép xác định theo CT 6.14[I]:
[σF]max = 0,8σch
Trang 27ba H
H I u
K T
ψ σ
β
trong đó:
- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
tra bảng 6.5[1]: Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép => Ka = 43
- u là tỷ số truyền u = 4
- T1 : Mômen xoắn trên trục chủ động T = 107005,81 Nmm
- [σH]sb = 495,46 MPa
- ψba = Hệ số chiều rộng
tra bảng 6.6[I] ta có: với vị trí đối xứng ψba = 0,4
- KHβ: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ψbd theo CT6.16[I]:
ψbd = 0,53 ψba (u + 1)= 0,53.0,4.(4+1) = 1,06
Tra bảng 6.7[1] bộ truyền ứng với sơ đồ 6, và HB < 350 nên
= > KHβ = 1,05
Trang 28vậy aw = Ka.(u + 1) 3 [ ]
2
.
ba H
H I u
K T
ψσ
β
= 43.(4 + 1).3 ( )2
4 , 0 4 46 , 495
1,05 107005,81.
= 141,66 mmChọn aw = 165 mm
10 cos 2
+
°
u m
aω
= 2,5.(4 1)
10 cos 165 2
+
°
= 26,00 Chọn Z1 = 26 (răng)+) Số răng bánh lớn:
Z2= u.Z1= 4.26 = 104 (răng)
-Khi đó góc nghiêng răng thực tế : CT 6.32[I]:
165 2
5 , 2 104 26
⇒β = 11,480 ( -)
5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng CT 6.33[1] ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện
Trang 29σH =
u b d
u K T Z
Z Z
w w
H H
M
.
) 1 (
2
1 2
ε
≤ [σH]cxTrong đó :
- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng
là thép tra Bảng 6.5 [1]
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;theo CT6.34[I]:
ZH=
ở đây: là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở theo CT6.35[I]:
tan βb= cos αt.tan β =.= 0,19
với αt và αtw tính theo các công thức ở bảng 6.11[I] Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có:
αt = αtw = arctan() = arctan() = trong đó: α là góc profin gốc theo TCVN 1065-71 α=200
= 0,98
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
ZH=
74 , 1 ) 38 , 20 2 sin(
98 , 0 2 2
sin
cos 2
Trang 30- T1 = 107005,81 (N.mm) mô men xoắn trên trục chủ động
Theo CT 6.41[I], CT 6.42[I]:
Trang 31=
86,04
165.92,0.73.002,0
01,113,1.05,1.81,107005
2
66.66.86,01
2
1
1
1
u
a v g
K K T
d b K
o H H
H H
H Hv
ω
α β
ω ω
δν
ν
trong đó
δH là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp;
Bảng 6.15[I] với HB< 350 và dạng răng nghiêng ⇒δH = 0,002.
go là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và bánh 2 Bảng 6.16 [I] với cấp chính xác 9, m < 3,55⇒ go = 73
Bảng 6.7 [I] với sơ đồ 6, = 1 ⇒ KHβ = 1,05
⇒ KH = KHβ.KHV KHα =1,05.1,13.1,01= 1,20
Thay số : σH =
88,38266
.4.66
)14.(
20,1.81,107005
276,0.74,1
ZR: là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi
đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5÷1,25 µm Do đó ZR = 0,95
Zv: là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
Trang 326- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Điều kiện bền uốn cho răng theo CT 6.43[I]:
1 1
2
w w
F F
d m b
Y Y Y K
Y
σ
≤ [σF2]cx Trong đó:
T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 107005,81 Nmm;
m- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng m= 2,5 (mm);
Trang 33bw -Chiều rộng vành răng, bw = 66 (mm);
dw1 -Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động, dw1 = 66 (mm);
YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2,
Trang 34KFα - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6 14 [1]:
K K T
d b v
2
1
1
Với vF = δF g0 v. u
a w
Trong đó:
δF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 [1]
Với HB2< 350 HB, răng nghiêng ta chọn δF = 0,006;
g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 [1], vớicâp chính xác 9, do mô đun bánh răng < 3,55 mm, ta chọn g0 = 73;
Trang 35KFv = 1 + Fβ Fα
w w F K K T
d b v
2
1
1 =1 + 2.107005,81.1,1.1,37
66 66 59 , 2
.
2
w w
F F
d m b
Y Y Y K
= 66.2,5.66
8 , 3 92 , 0 0,59 55 , 1 81 , 107005
Y
σ
= 3,8
60 , 3 83 , 62
Trang 36[σF2]cx= [σF2] YR YS.KxF = 236,57.1.1,02.1= 241,30 MPa
Ta thấy:
σF1 = 62,83MPa < [σF1]cx = 257,04Mpa;
σF2 = 59,52 MPa < [σF2]cx = 241,30 Mpa.
Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo
7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
Ta có:
Kqt = = = 1,3Theo CT 6.48[I]:
+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:
σF1max = σF1.Kqt = 62,81.1,3 = 81,65 MPa < [σF1]max = 464 MPa
σF2max = σF2.Kqt = 59,51.1,3 = 77,36 MPa < [σF2]max = 360 Mpa
Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải
8 Thông số cơ bản của bộ truyền
Trang 37-Góc ăn khớp và góc profin răng:
w d
T
= 66
81 , 107005
2
= 3242,60 N Ft2=
+ Lực dọc trục Fa:
Trang 38Fa1= Ft1 tan β = 3242,60 tan11,48 = 658,54 N Fa2= Ft2 tan
Trang 39Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc
Bảng thông số bộ truyền bánh răng:
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Trang 40PHẦN V: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC
5.1.Chọn vật liệu
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép Cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép Cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.
T d
= 32,92(mm);