Thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (369.13 KB, 88 trang )

Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
YÊU CẦU BÀI TỐN
THIẾT KẾ CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG CỦA BĂNG TẢI
Nhu cầu phục vụ của nhà may thức ăn gia xúc,cần một băng tảiđể chuyển hàng.các yêu
cầu như sau:
Dài L = 7300(mm )
Bề rộng băng W = 400 (mm)
Tải trọng cho phép 35kg/m
Tổng tải trọng cho phép 182,5kg
Tốc độ băng tải 30m/phút
Năng suất 45000 kg/giờ
PHẦN CHUNG
ĐƯA RA CÁC PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CÔNG SUẤT SUẤT
SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI
I) CÁC PHƯƠNG ÁN
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
1
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
PHƯƠNG ÁN 1
Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngồi xích
Ưu điểm: Kết cấu đơn giản.Sử dụng truyền xích thì không có hiện tượng trượt khi truyển
động hiệu xuất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căng xích ,có thể làm việc
khi có tải đột ngột.Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truỵền đai nếu có cùng công suất .Tỉ số
truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 .Có nhều ưu điểm nên ngày nay vẫn còn được sử dụng
rộng rãi
Nhược :Bánh răng bố trí không đối xứng trên trục nên tải trọng phân bố không đều
trên các ổ .kích thước thường to hơn các loại hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùg chức
năng.Mắt xích dễ bị mòn,gây tải trọng động phụ,ồn khi làm việc
PHƯƠNG ÁN 2
Hộp giảm tốc khai triển bộ truyền ngồi là đai
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận

2
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ưu điểm:kết cấu đơn giản Xử dụng truyền đai nên co thểâ giữ động cơ xa hộp giảm tốc,
làm việc êm không ồn ,có thể truyền với vận tốc lớn .Kết cấu vận hành đơn giản Tỉ số
truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40
Nhược :Tải trọng phân bố không đều trên trục.Kích thước bộ truyền lớn,tỉ số truyền
khi làm việc dễ bị thay đổi,tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn tuổi thọ thấp
PHƯƠNG ÁN 3
Hộp giảm tớc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi là đai
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
3
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung
ưng xuất ít ,mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm còn một nửa Kích thước chiều
dài giảmtrọng lượng cũng giảm.Sử dụng truyền xich nên không có hiện tượng trượt như
truyền đai ,hiệu suất cao
Nhược :Có bề rộng lớn ,cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng chi tiết tăng.Khả năng
tải cấp nhanh chưa dùng hết,có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,trục trung gian lớn.Mắt xích dễ bị
mòn và ồn khi làm việc
PHƯƠNG ÁN 4
Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi xích
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
4
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ưu điểm :Kích thước chiều dài nhỏ,giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc .Làm việc
êm không ồn
Nhược :Khả năng tải nhanh chưa dùng hết,hạn chế chọn phương án ,kêt cấu ổ phức
tạp có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,khó bôi trơn,kích thươc chiều rộng hộp giảm tốc lớn.Có thể
trượt do truyền động bằng đai ,tỉ số truỵền thay đổi
PHƯƠNG ÁN 5

Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụg bộ truyền ngồi la øxích
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
5
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ưu điểm: Tải trọng phân bố đều,sử dũng hết khả năng tải ,bánh răng bố trí đối xứng nen
sự tập trung úng suất giảm momen xoắn trên các trục trung gian giảm.Không có hiện
tượng trươt như truyền đai
Nhược :Có bề rộng lớn cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng các chi tiết và khối
lượng gia công tăng.Làm việc ồn do có truyền động bằng xích,mắt xích dễ bị mòn
PHƯƠNG ÁN 6
Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền ngồi là đai
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
6
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục ,bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung
ứng suất ít ,mômen xoằn tại các tiết diễn nguy hiểm giảm làm viện không ồn có thể
truyền vận tốc lớn
Nhược :Có bề rộng hộp giảm tốc lớn,cấu tạo phức tạp,số lượng chitiết tăng.Dễ bị
trượt do truyền động bằng đai nên tỉ số truyền thay đổi,tuổi thọ thấp
PHƯƠNG ÁN 7
Hộp giảm tốc hai cấp sử bánh rămg côn trụ sử dụng truyền ngồi là đai
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
7
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau.Sử
dụng bộ truyền ngồi bằng đai nên làm việc êm hơn .Với tỉ số truyền của hộp giảm tốc là
8 -15
Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn
so với việc sử dụng bánh răng trụ
PHƯƠNG ÁN 8

Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền ngồi xích
Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau .Có
truyền động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và có thể làm việc
được khi có quá tải .Tỉ số truyền của hộp giam3 tốc từ 8-15
Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn
so với việc sử dụng bánh răng tru ï .Sử dụng truyền xích nên mắt xích dể bị mòn ,ồn khi
làm việc
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
8
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
II) TÍNH TỐN CÔNG SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI
1.Lực cản trong băng có tải và không tải
W
12
=(q.cosβ+q
1
’)LW-qLsinβ
W
34
=[(q+q
b
)cosβ+q
1
]LW+(q+q
b
)Lsinβ
Trọng lượng trên một mét chiều dài băng q
b
=128N/m
*q

l
’,q
l:
trọng lượng phần quay của các con lăng đở trên một mét chiều dài
nhánh tải và không tải
q
l
’=9,81.m/l
o
=9,81.10/3=32,7N/m
q
l
’=9,81.m/l
c
=9,81.10/1,3=75,5N/m
với m:khối lượng của các con lăn
l
o
,l
c
: khỗng cách giữa các con lăngđở trên nhánh tải và nhánh không tải
*q: trọng lương một mét chiều dài dòng vật liệuvận chuyển trên băng tải(N/m)
q=25.9,81=245(N/m)
*L chiều dài băng tải,L=7,3 m
*B
o
bề rộng băng tải B
o
=0.4 m
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận

9
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
*W là hệ số cản chuyển động của băng trên con lăng
chọn W=1,2
thay số:
W
12
=(128.cos16+32,7).1,2.7,3 - 128.7,3.sin16=1107 N/m
W
34
=[(245+128)+75,5].1,2.7,3+9128+245).7,3.sin16=4679 N/m
2.Lực căng băng ở nhánh nhả và nhánh cuốn của tang dẫn
Ta có:
S
4
=k
2
(S
1
+W
12
)+W
34
S
4
=S
1
.e
Ta chọn loại tang dẩn làmbăng thép,điều kiện làm việc là xưởng khô,góc ôm 180
Tra bảng 3.3 được e=2,56

Chọn k
2
=1,05
Thay số
S
4
=1,05(S1+1107)+4679
S
4
=2,56.S1
Ta được:S
4
=9903N,S
1
=3868N
3.Số lớp vải cần thiết để tạo băng tải
Z=1,1.S
max
.k
1
/B
o
.σ
Vì B
o
=0,4⇒K
1
=10
S
max

=S
4
=9903N
chọn σ=1100 N/cm
Z=1,1.9903.10/40.1100=2,5 lớp
Vậy chọn Z=3 để đảm bảoyêu cầu bền
4.Chiều dài tang dẫn
L=B
o
+100=400+100=500 mm
*Đường kính tang dẩn
D
td
= (120-150)Z
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
10
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
D
td
= 360 mm
*Đường kính tang cuối
D
tc
= 100.Z = 300 mm
5. Các thông số của trục tang dẫn
Số vòng N
lv
=60000.V/πD=60000.0,5/3,14.360=26,5 vòng/phút làm việc
Công suất trên trục tang dẫn
N

td
=W.v
t
.K/1000
W=S
4
-S
1
=9903-3868=6035N
K=1,1-1,5
Chọn K=1,1
v
t
=0,5 m/s
n
td
=6035.0,5.1,1/1000=3,3KW
PHẦN TÍNH TỐN RIÊNG
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
11
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CHI
TIẾT MÁY
SINH VIÊN THỰC HIỆN : NGUYỄN ĐỨC TÍNH
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
12
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
PHẦN MỘT
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I) CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Số vòng quay của băng tải : n
lv
=26,5 vòng /phút
Công suất trên trục dẫn của băng tải:P
td
=3,3 kw
Với:Hiệu suất của một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:η
br
=0,97
Hiệu suât của bộ truyền đai:η
đ
=0,96
Hiệu suất của một cặp ổ lăn: η
ol
=0,99
Hiệụ suất của khớp nối : η
k
=0,99
⇒ η=0,97
2
.0,96.0,99
4
.0,99=0,859
⇒
ct
P
=
59,0
3,3
= 3,84 kW

Theo phương pháp bôi trơn ta chọn u
h
= 10
Theo tiêu chuẩn chọn u
d
= 2,5
⇒ u
t
= u
d
u
h
= 25
⇒ Số vòng quay sơ bộ trên trục dẫn của động cơ:
n
sb
= 25.26,5= 662,5 (vòng/phút)
Ta chọn động cơ có số vòng đồng bộ n
đb
= 750 vòng/phút
Công suất của động cơ:4KW(4A132S8Y3)
Sồ vòng quay của động cơ n
đc
=720 vòng /phút
II ) PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
13
η
td
ct

P
P =⇒



=
=
phutvongn
KWP
sb
ct
/5,662
84,3
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
u
t
=
16,27
5,26
720
==
t
dc
n
n
Chọn u
đ
= 2,5⇒ u
h
=10,87

chọn u
1
=3,83 ⇒u
2
=2,84
Ta có số vòng quay của các trục:
n
1
=
288
5,2
720
==
d
dc
n
n
vòng/phút
n
2
=
2,75
83,3
288
1
1
==
u
n
vòng/phút

n
3
=
5,26
84,2
2,75
2
2
==
u
n
vòng/phút
Công suất trên các trục:
P
3
=
KW
n
P
kol
td
367,3
99,0.99.0
3,3
==
η
P
2
=
KW

n
P
brol
506,3
97,0.99.0
367,3
3
==
η
P
1
=
KW
n
P
brol
651,3
97,0.99.0
506,3
2
==
η
Mômen xoắn trên các trục:
T
1
=
Nmm
n
P
2,121066

288
651,3
10.55,910.55,9
6
1
1
6
==
T
2
=
Nmm
n
P
4,445243
2,75
506,3
10.55,910.55,9
6
2
2
6
==
T
3
=
Nmm
n
P
6,1213390

5,26
367,3
10.55,910.55,9
6
3
3
6
==
T
đc
=
Nmm
n
P
dc
dc
6,53055
720
4
10.55,910.55,9
66
==
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
14
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Bảng thông số kỹ thuật
Độn
g cơ
1 2 3
Tỉ số truyền 2,5 3,83 2,84

Công suất(KW) 4 3,651 3,506 3,367
Số vòng quay n 720 288 75,2 26,5
Mômen T 530055,6 121066,2 445243,4 1213390,6
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
15
Trục
Thông số
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
PHẦN HAI
TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI:
1) Chọn đai vải đai cao su: với đặc tính bền, dẻo,ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi
của nhiệt độ ,đai vải đai cao su được dùng khá rộng rãi
2) Thông số bộ truyền:
Đường kính bánh nhỏ:
d
1
= (5,2 … 6,4).
3
dc
T
= (5,2… 6,4)
3
6,53055
=(195…240) mm
chọn d
1
=200mm (theo tiêu chuẩn)
d
2

=d
1
.u
đ
.(1-
ε
) với bộ truyền nhanh lấy
ε
=0,01
⇒d
2
=200.2,5(1-0,01) =495 mm
chọn d
2
=500( theo tiêu chuẩn)
Tính lại u
đ
=
5,2
200
500
1
2
==
d
d
Khoảng cách trục
a
≥
(1,5...2)(d

1
+d
2
) =(1,5...2)(500+200) = 1050...1400
lấy a =1100mm
Chiều dài đai
L =2.a +
( ) ( )
( ) ( )
mm
a
dddd
3319
1100.4
200500
2
200500.
1100.2
42
2
2
2121
=
−
+
+
+=
−
+
+

π
π
Lấy L=3500 mm
Góc ôm đai α =180 -
( )
0
57
1100
200500
−
=164,45
0
Lực vòng F
t
=
v
P
dc
.1000
với v=
536,7
60000
720.200.14,3
60000
..
11
==
nd
π
m/s

F
t
=
N8,530
536,7
4.1000
=
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
16
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Ứng suất có ích cho phép
[σ
F
] =[σ
F
]
0
.C
α
.C
v
.C
0
Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [σ
F
]
0
=k
1
- k

2
1
d
δ

Với đai vải đai cao su chọn
40
1
1
=
d
δ
Bộ truyền đạt gần như thẳng đứng σ
0
=1,6⇒k
1
=2,3; k
2
=9
⇒[σ
F
]
0
=2,3 -
40
9
=2,075
Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm đai α
1
:C

α
Với α =164,45
0
ta lấy C
α
=,9534
Hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm ,đến độ nhám của đai trên bánh đai:
C
v
=1-k
v
(0,01v
2
-1) k
v
=0,04; v=7,536m/s
⇒C
v
= 1,0173
Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai
C
0
=0,9
[σ
F
] = 2,075.0,9534.1,0173.0,9 =1,8113MPa
Tiết diện đai
A =b.δ =
[ ]
F

d
t
k
F
σ
;
40
1
1
=
d
δ
⇒δ=5
b =
[ ]
mm
kF
F
dt
65
8113,1.5
1,1.8,530
.
.
==
σδ
Lấy theo tiêu chuẩn b = 71mm
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
F
0

= σ
0
δ.b =1,6.5.71 =568N
Lực tác dụng lên trục F
1
= 2.F
0
.sin






2
1
α
=2.568.sin






2
45,164
= 1125,6N
II) TÍNH HỘP GIẢM TỐC
1) Chọn vật liệu
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận

17
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Với tải trọng trung bình bộ truyền làm việc êm,va đập ít,quá tải thấp.bánh nhỏ của răng
làm việc nhiều hơn bánh lớn,do đó trong 2 cấp truyền ta chọn vật liệu chế tạo bánh nhỏ
cứng hơn bánh lớn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB280 σ
b1
=850MPa σ
ch1
=580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB260 σ
b2
=850MPa σ
ch2
=580MPa
2) Xác định ứng xuất cho phép(tính sơ bộ)
[σ
H
] =
H
HL
Hlím
S
K
.
0
σ
Với
0
1limH

σ
=2.HB
1
+70 =2.280+70 =630 MPa

0
2limH
σ
=2.HB
2
+ 70 =2.260+ 70 =590MPa

0
1limF
σ
= 1,8.HB
1
= 1,8.280 =504Mpa

0
2limF
σ
= 1,8 .HB
2
=1,8.260 =468Mpa
Tra bảng 6.2 (TL 1) ta có S
H
= 1,1
Bộ truyền coi như chịu trải trọng tĩnh
N

HO
=20.HB
2,4

Từ đó ta có :N
HO1
=30.280
2,4
=22,4.10
6
N
NO2
=30.260
2,4
=18,75.10
6
Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày mỗi ngày 12 giờ
⇒ t
∑
=19500 h
n
1
=288 vòng/phút
Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1
N
HE
=60.1.288.19500 =336,96.10
6
N
HE

> N
HO1
> N
HO2
K
HL
= 1 ⇒ [σ
H
]
1
=
H
HL
H
S
K
0
1lim
σ
=
1,1
630
= 572,73Mpa
[σ
H
]
2
=
36,536
1,1

590
.
0
2lim
==
H
HL
H
S
K
σ
Mpa
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
18
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
N
FE
= N
HE
(Bộ truyền chịu tải trọng tĩnh)
N
FO
=4.10
6
;N
FE
>N
FO
⇒ K
FL

=1
Bộ truyền quay một chiều ⇒ K
FC
=1
Tra bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
[σ
F
]
1
=
288
75,1
1.504
.
.
0
1lim
==
H
FLFC
F
S
KK
σ
Mpa
[σ
F
]

2
=
36,536
1,1
590
.
0
2lim
==
H
HL
H
S
K
σ
Mpa
ứng suất cho phép khi chịu quá tải
[σ
H
]
1max
=2,8σ
ch1
=580.2,8 =1624MPa
[σ
H
]
2max
=2,8σ
ch2

=2,8.580 =1624Mpa
[σ
F
]
1max
=0,8σ
ch1
=0,8.580 =464 Mpa
[σ
F
]
2max
=0,8σ
ch2
=0,8.580 =464 Mpa
3) Tính bộ truyền cấp nhanh
a) Koảng cách trục
a
w1
= K
a
(u
1
+1)
[ ]
3
1
2
1
.

baH
H
u
KT
ψσ
β
Chọn ψ =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng nghiêng K
a
=43
ψ
bd
=0,53.ψ
ba
(u
1
+ 1) =0,53.0,3.(3,83 +1) =0,768 ⇒ K
H
β
=1,112(Tra bảng6.7 TL [1])
⇒ a
w1
=43.(3,83 +1)
mm154
3,0.83,336,536
112,1.2,121066
3
2
=
b) Xác địng môđun và góc nghiêng răng

m =(0,01 ÷0,02)a
w1
=(0,01÷0,02)154 = 1,54…3,08
Chọn m =2
Chọn sơ bộ β
1
=12
0
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
19
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Z
1
=
( )
18,31
)183,3(,2
12cos.154.2
1
cos..2
0
11
=
+
=
+
uù
w
um
a

β
Lấy Z
1
= 31 răng
⇒ Z
2
=u
1
.

Z
1
=3,83.31 =118,73 ta lấy Z
2
=118 răng
Tính lại β
1
cosβ
1
=
154.2
)11831.(2
.2
)(
1
21
+
=
+
w

a
ZZm
⇒β
1
=14,64
0
Tỉ số truyền thực u
1
=
81,3
31
118
1
2
==
Z
Z
Tính lại khoảng cách trục
a
w1
=0,5
154
64,14cos
)11831(2
.5,0
cos
)(
0
1
21

=
+
=
+
β
ZZm
mm
c) Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σ
H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
2
111
11
..
)1(2
dub
uKT
w
H
+
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
Z
M
=274 (tra bảng 6.5 TL [1])

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
β
b
-

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβ
b
=cosα
t
.tgβ
1
= cos20
0
.tg14,64
0
⇒β
b
=13,79
0

Z
H
=
0
0
20.2sin
79,13cos2
=1,738
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Z
ε
Với ε
β
=
86,1
2.
64,14sin.154.3,0
.
sin.
0
1
==
ππ
β
m
b
w
>1
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
20
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa

⇒ Z
ε
=
α
ε
1
Với
( )
[ ]
693,164,14cos
118
1
31
1
2,388,1cos
11
2,388,1
0
1
21
=+−=













+−=
βε
α
ZZ
Z
ε
=
7686,0
693,1
11
==
α
ε
Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:K
H
K
H
=K
H
β
.K
H
α
.K
Hv
K
H

β
=1,112
K
H
α
-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Với v
1
=
60000
..
11
nd
w
π
với d
w1
= Z
H
=
mm
u
a
uù
w
033,64
181,3
154.2
1
.2

1
=
+
=
+

⇒ v
1
=
sm /965,0
60000
288.033,64.
=
π
Từ v
1
tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có K
H
α
=1,13 ;K
F
α
=1,37
K
Hv
= 1+
αβ
ν
HH

wwh
KKT
db
...2
..
1
11
Z
H
=
896,0
81,3
154
.965,0.73.002,0...
1
0
===
uù
w
H
u
a
vg
δν
Hệ dố kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:K
Hv
K
Hv
= 1+
0087,1

13,1.112,1.2,121066.2
033,64.154.3,0.986,0
=
K
H
=K
H
β
.K
H
α
K
Hv
=1,112.1,13.1,0087 =1,2675
σ
H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
2
111
11
..
)1(2
dub
uKT
w

H
+
=274.1,738.0,7686
2
64.81,3.154.3,0
)181,3(2675,1.2,121066.2
+
=523Mpa
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
21
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
σ
H
< [σ
H
]
2
=536,36Mpa
chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dầy răng :
b
w1
=46,2
mm
H
H
44
36,536
523
.2,46
][

2
2
=






=






σ
σ
a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn
mdb
YYYYT
ww
FF
F
..
....2
11
1.1
1
βε

σ
=
Hệ số kể đế sự trùng khớp răng
α
ε
ε
1
=
Y
với
591,0
693,1
1
693,1 ==⇒=
εα
ε
Y
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
895,0
140
64,14
1
140
1
0
1
=−=−=
β
β
Y

Y
F1
,Y
F2
hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2
28,130
cos
32,34
cos
1
3
2
2
1
3
1
1
==
==
β
β
Z
Z
Z
Z
V
V
Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được
Y
F1

=3,7577 ;Y
F2
=3,6
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K
F
=K
F
β
.K
F
α
K
F
ν
K
F
β
=1,2288 (tra bảng 6.7 TL[1] với ψ
bd
= 0,768)
K
F
α
-Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:
K
F
α
=1,37
K
F

ν

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
22
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
0195,1
37,1.2288,1.2,121066.2
64.154.3,0.6872,2
1
6872,2
81,3
154
.965,0.73.006,0...
...2
..
1
1
1
0
1
11
=+=
===
+=
Fv
w
FF
FF
wwF

F
K
u
a
vgv
KKT
db
K
δ
ν
νβ
ν
⇒ K
F
= 1,2288.1,37.1,0195 = 1,7163
MPa
mdb
YYYYT
ww
FF
F
68,139
2.64.154.3,0
7577,3.895,0.591,0.7163,1.2,121066.2
..
....2
11
1.1
1
===

βε
σ
σ
F1
< [σ
F
]
1
=288

Mpa
σ
F2
=
MPa
Y
Y
F
F
F
8,133
7577,3
6,3
68,139
2
1
1
==
σ
σ

F2
< [σ
F
]
2
e)Kiểm nghiệm về độ quá tải
K
qt
=2,2
⇒ σ
Hmax

7,7752,2.532
===
qtH
K
σ
< [σ
H
]
max
=1624Mpa
σ
Fmax
=σ
F1
.K
qt
=139,68.2,2 = 307,3 < [σ]
Fmax

=464Mpa
f)Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục a
w1
=154mm
Môdun m = 2
Góc nghiêng răng β
1
= 14,64
0
Hệ số dịch chỉnh x
1
=x
2
= 0
Tỉ số truyền u
1
=3,81
Đường kính vòng chia d
1
=
08.64
64,14cos
31.2
cos
.
0
1
1
==

β
Zm
mm
d
2
=
92,243
64,14cos
118.2
cos
.
0
1
2
==
β
Zm
Đường kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+ 2.m =64,08 + 2.2 =68,08 mm
d
a2
= d
2
+ 2.m =243,92 + 2.2

=247,92 mm
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận

23
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Đường kính chân răng d
f1
=64,08 -2,5.m =64,08 -2,5.2 =59,08 mm
d
f2
=243,92 -2,5.m =243,92 -2,5.2 =238,92 mm
chiều rộng vành răng b
w1
=44
4) Tính bộ truyền cấp chậm
a) Koảng cách trục
a
w2
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
2
.
baH
H
u
KT

ψσ
β
Chọn ψ =0,5 (Bảng 6.6 –TL[1])
⇒ψ
bd
=0,53.ψ
ba
(u
2
+ 1) =0,53.0,5(2,84 +1) =1,0176
⇒ K
H
β
=1,112 ;K
F
β
=1,16528(Tra bảng6.7 TL [1])
Bánh răng nghiêng K
a
=43Mpa
1/3
(Bảng 6.5 TL [1])
⇒ a
w1
=43.(2,84 +1)
mm9,173
5,0.84,236,536
07264,1.4,445243
3
2

=
Lấy a
w2
=274 mm
b) Xác địng môđun và góc nghiêng răng
m =(0,01 ÷0,02)a
w2
=(0,01÷0,02)174 = 1,74…3,46
Chọn m =2
Chọn sơ bộ β
1
=12
0
Z
3
=
( )
32,44
)184,2.(2
12cos.174.2
1
cos..2
0
2
23
=
+
=
+
um

a
w
β
Lấy Z
3
=44 răng
⇒ Z
4
=u
2
.

Z
3
=2,84.44 =124,96 ta lấy Z
4
=125 răng
Tính lại β
2
cosβ
2
=
174.2
)12544.(2
.2
)(
2
43
+
=

+
w
a
ZZm
⇒β
1
=13,77
0
SVTH: Nguyễn Đức Tính – Nguyễn Thanh Thuận
24
Đồ án chuyển động cơ khí GVHD: Lê Cao Khoa
Tỉ số truyền thực u
1
=
841,2
44
125
3
4
==
Z
Z
Tính lại khoảng cách trục
a
w2
=0,5
174
77,13cos
)12544(2
.5,0

cos
)(
0
2
43
=
+
=
+
β
ZZm
mm
c) Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σ
H
=Z
M
.Z
H
.Z
ε
2
323
22
..
)1(2
ww
H
dub
uKT

+
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
Z
M
=274 (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
β
b
-

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβ
b
=cosα
t
.tgβ
2
= cos20
0
.tg13,77