Thiết kế trạm dẫn động xích tải
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (423.86 KB, 52 trang )
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
1
Trờng Đại Học Giao Thông Vận Tải
Đề số viii
thiết kế trạm dẫn động xích tải
(Phơng án 9)
Số liệu để tính toán thiết kế:
-Lực kéo trên xích tải P ( KG) : 1100.
- Vận tốc xích tải V (m/s) : 0,30.
- Bớc xích tải t (mm) : 125.
- Số răng xích tải z : 8.
- Thời gian phục vụ (năm) : 5.
- Sai số vận tốc cho phép (%) : 5.
Chế độ làm việc:Mỗi ngày 2 ca ,mỗi ca 8 giờ.Mỗi năm làm việc 292
ngày.Tải trọng va đập mạnh ,quay một chiều. Xích truyền nghiêng 70
0
,.
Phần A : Tính Toán Chọn Động Cơ.
I-Giới Thiệu:
*/ Chúng ta co thể chọn nhiều loại hộp giảm tốc,song em đã chọn hộp giảm
tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp chậm tách đôi dùng bánh răng
nghiêng.Cấp nhanh dùng bánh răng trụ răng nghiêng có sơ đồ nh hình ;
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
2
*/Truyền động nh sau:Động cơ quay truyền chuyển động vào trục I nhờ
khớp nối,trục một quay truyền chuyển động sang trục II nhờ sự ăn khớp của
các bánh răng trụ răng nghiêng trên hai truc I và II,trục II quay truyền động
sang trục III nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng nghiêng nằm trên
hai trục II và III,trục III quay làm cho đĩa xích chuyển động.
/Ưu điểm và nhợc điểm:
-Ưu điểm:
+) Tải trọng phân bố đều trên các ổ trục.
+)Sử dụng hết khả năng của vật liệu chế tạo các bánh răng cấp chậm và cấp
nhanh.
+)Bánh răng phân bố đối xứng với ổ, sự tập trung tải trọng theo chiều dài
răng ít hơn so vơi sơ đồ khai triển thông thờng
-Nhợc điểm;
Chiều rộng của hộp tăng lên một chút,cấu tạo các bộ phận ổ phức tạp hơn,
số lợng chi tiết và khối lợng gia công tăng.
II-Chọn Động cơ và phân phối tỷ số truyền
1-chọn động cơ điện:
a)Tính công suất cần thiết của động cơ:
Công suất cần thiết trên trục đông cơ là: P
ct
=P
t
/
-Với P
t
là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw).
- với là hiệu suất truyền động.
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
3
Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc trên
trục máy công tác:
Có: =
1.
2
2
.
3
3
.
4.
5
Với:
1
=0,95 là hiệu suất của bộ truyền xích kín.
2
=0,96 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng.
3
=0,995 là hiệu suất trong một cặp ổ lăn.
4
=0,99 là hiệu suất trong một cặp ổ trợt.
5
=1 là hiệu suất khớp nối.
Vậy
=0,95.0,96
2
.0,995
3
.1.0,99=0,854
P
ct
=3,2373/0,854=3,79(kW)
-Số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
n
sb
=n
lv
.u
t
-Số vòng quay làm việc của trục máy công tác(đĩa xích tải):
Tỷ số truyền của hệ thống là: u
t
=u
h
.u
x
-u
h
là tỷ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp,chọn
U
h
=20
-u
x
là tỷ số truyền của bộ truyền xích.chọn u
h
=4
u
t
=4.20=80
n
sb
=n
lv
.u
t
=80.18=1440 (vg/ph)
b)Chọn động cơ:
Căn cứ vào bảng:các thông số kỹ thuật của động cơ điện DK ta chọn động
cơ K132S4
Có:-công suất động cơ là P
đc
=4,0(kW) >P
ct
-số vòng quay n
đb
=1445 (vg/ph)n
sb
=1440(vg/ph)
-cos=0,83
-=0,85
-T
k
/T
dn
=2
-T
mm
/T=1,3
Ta thấy
T
mm
/T<T
k
/T
dn
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn để khởi động hệ thống.
2-phân phối tỷ số truyền:
-Tỷ số truyền của hệ dẫn động là:
U
t
=n
đc
/n
lv
=1445/18=80,28
)/(18
125.8
3,0.60000
.
.60000
phv
tz
v
n
lv
===
)(2373,3
1000
3,0.81,9.1100
1000
.
KW
vP
PP
lvt
====
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
4
Ta có: u
t
=u
x
.u
h
U
h
là tỷ số truyên của hộp
Có U
h
=u
n
.u
c
U
n
:là tỷ số tuyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
U
c
:là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm.
U
x
:Là tỷ sô truyền của bộ truyền xích.chọn u
x
=4.
Suy ra:U
h
=80,28:4=20,07
Để tạo điều kiện thuận lợi cho việc gia công vỏ hộp ta chọn u
n
theo bảng 3.1
sách tính toán thiết kế hệ dẫn động ta có:
U
n
=5,7
U
c
=3,52
Sai số vận tốc theo tính toán là:
%n=(n
lv
-n
tt
)/n
lv
=1-1445/(4.5,7.3,52.18)=0,027%<[%n]=5%
3-tính công suất,vòng quay và mômen trên các trục.
Công suất trên trục công tác:
1000
* vF
P
lv
= )(24,3
1000
3,0.81,9.1100
kw==
Số vòng quay: n
lv
=18 (vòng/phút)
Mômen xoắn:
)(1719000
18
24,3.10.55,9
.10.55,9
6
6
Nmm
n
P
M
lv
lv
lv
===
-Trục III:
Công suất:
3
1
3, 24
3, 27( )
0,99
lv
P
PkW
== =
Số vòng quay: n
3
=n
lv
.u
x
=18.4=72 (vòng/phút)
Mômen xoắn: M
3
= )(17,433729
72
27,3.10.55,9
.10.55,9
6
3
3
6
Nmm
n
P
==
(Nmm)
-Trục II:
Công suất:
)(42,3
96,0.995,0
27,3
.
23
3
2
kw
P
P ===
Số vòng quay: n
2
=n
3
.u
c
= 72.3,52= 253,44(vòng/phút).
Mômen xoắn: M
2
= )(74,128870
44,253
42,3.10.55,9
.10.55,9
6
2
2
6
Nmm
n
P
==
-Trục I:
Công suất:
)(58,3
96,0.995,0
42,3
.
23
2
1
kW
P
P ===
Số vòng quay: n
1
=n
2
.u
n
=253,44.5,7=1445 (vòng/phút).
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
5
Mômen xoắn: M
1
= )(2,23660
1445
58,3.10.55,9
.10.55,9
6
1
6
Nmm
n
P
I
==
_Trục động cơ:
Công suất :P
1
=4 (kw)
Số vòng quay: n=1445 (vg/ph)
M
dc
=9,55.10
6
.4:1445=26435,986(N.mm)
ta có bảng tổng kết sau;
Trục
Thông số
Động
Cơ
I II III
Công suất P
(KW)
4 3,58 3,42 3,27
Số vòng quay n
(v/p)
1445 1445 253,
44
72
Mô men xoắn
M
(N.mm)
2643
5,986
23660,2 128
870,
74
433
729,
17
Tỷ số truyền i 1 5,7 3,52
===========
Phần b/thiết kế các bộ truyền
I/ thiết kế bộ truyền bánh răng.
A/Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp
nhanh
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Vì tải trọng trung bình nên chọn vật liệu có HB<350 theo bảng 3-6 sách
hớng dẫn thiết kế chi tiết máy ta có bảng sau:
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới
hạn
bền
Giới
hạn
chảy
Độ
rắn
HB
Bánh
chủđộng
Thép
45
Thờng
hóa
600
b
M
pa
=
300
ch
M
pa
=
220
Bánh bị
động
Thép
45
Thờng
hóa
560
b
M
pa
=
280
ch
M
pa
=
190
Bánh chủ động: Phôi rèn, giả thiết đờng kính phôi dới 100mm.
Bánh bị động :Phôi rèn ,giả thiết đờng phôi 300
ữ
500mm.
2). Định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
6
-ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ
sở, tra theo bảng (9-10)
702
lim
0
+= HB
H
; S
H
=1,1 và
HB
F
8,1
lim
0
=
; S
F
=1,75
Độ rắn bánh chủ động HB1=220 ; độ rắn bánh bị động HB2=190 , khi đó
0
lim1 1
2 70 2.220 70 510
H
HB MPa
=+=+=
;
0
lim1
1,8.220 396
F
M
pa
==
0
lim 2 2
2 70 2.190 70 450
H
HB MPa
=+=+=
;
0
lim1
1,8.190 342
F
M
Pa
==
ứng suất cho phép về tiếp xúc là:
[
H
]=
lim
.
o
H
Rv xH HL
H
Z
ZK K
S
Trong đó:
lim
o
H
:ứng suất giới hạn mỏi tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở
Z
R
:hệ số kể đến ảnh hởng của nhám mặt răng
Z
v
:hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng
K
xH
:hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
K
HL
=(
HE
HO
N
N
)
1
H
m
:hệ số tuổi thọ
m
H
=6:bậc đờng cong mỏi khi độ rắn mặt răng HB<350.
N
HO
:số chu kì cơ sở tính về độ bền tiếp xúc
N
HO
=30.HB
2,4
Chọn độ cứng bánh chủ động HB
1
=220
N
HO1
=30.220
2,4
7
1,26.10
Chọn độ cứng bánh bị động HB
2
=190
N
HO2
=30.190
2,4
7
0,883.10
N
HE
=60c.t.n
Trong đó:
c là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
n,t :lần lợt là số vòng quay và tổng số thời gian làm việc của bánh răng
đang xét.
N
HE1
= 60.1.5.292.2.8.1445
202,510
7
N
HE2
= 60.1. 5.292.2.8.253,44
35,5.10
7
Ta thấy
N
HE1
> N
HO1
K
HL1
=1
N
HE2
> N
HO2
K
HL2
=1
Tính sơ bộ nên coi Z
R
.Z
v
.K
xH
=1
H
HLH
H
S
K
.
][
lim
=
1
510.1
[ ] 463,6
1,1
H
=
(MPa)
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
7
2
450.1
[] 409,1
1,1
H
=
(MPa)
Với bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức:
12
2
[][ ]
463,6 409,1
[ ] 436,35( ) 1, 25[ ]
22
HH
H H
MPa
+
+
== =<
b-ứng suất uốn cho phép
N
FO
:số chu kì cơ sở tính về sức bền uốn
N
FO
=4.10
6
Đối với tất cả các loại thép.
N
FE
:số chu kì chịu tải của bánh răng đang xét:
Do chịu tải trọng tĩnh nên:
N
FE1
= N
HE1
= 60.1.5.292.2.8.1445
202,5.10
7
N
FE2
= N
HE2
= 60.1. 5.292.2.8.253,44
35,5.10
7
Ta thấy
N
FE1
> N
FO1
K
FL1
=1
N
fE2
> N
FO2
K
FL2
=1
có [
F
]=
lim
. .
o
F
RS xF FC FL
F
YYK K K
S
Trong đó:
Y
R
:hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng
Y
S
:hệ số kể đến ảnh hởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
:hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn
Tính sơ bộ nên coi Y
R
.Y
S
.K
xF
=1
K
FC
:hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải(K
FC
=1 khi tải đặt 1 phía)
K
FL
=(
FE
FO
N
N
)
mF
1
:hệ số tuổi thọ
m
F
=6:bậc đờng cong mỏi
Ta đợc
F
FCFLF
F
S
KK
][
lim
=
1
396.1.1
[ ] 262,2
1, 75
F
=
(MPa)
2
342.1.1
[ ] 195, 4
1, 75
F
=
(MPa)
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
8
ứng suất cho phép khi quá tải:
Với bánh răng thờng hóa :
max min
[ ] 2,8 2,8.280 784
Hch
=
== (MPa)
Do HB<350 nên
1max 1
[ ] 0,8 0,8.300 240
Fch
== = (MPa)
224280.8,08,0][
2max2
===
chF
(MPa)
3. Tính sơ bộ khoảng cách trục theo (9.37):
1
3
2
.
(1)
[]
H
Wan
H
nba
MK
aKu
u
=+
Trong đó: a
w
là khoảng cách trục.
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,loại răng
Với bánh răng nghiêng K
a
=43
()
1
3
M
pa
U
n
tỉ số truyền của các bánh răng trên trục I sang các bánh răng của trục II
M
1
môme xoắn trên trục bánh răng chủ động
[
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép
K
H
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Chọn
3,0=
ba
0,5 ( 1) 0,5.0,3(5, 7 1) 1,005
bd ba n
u
=+= +
K
H
=1,03 (tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐ)
3
2
23660,2.1,03
43.(5, 7 1) 121, 41
(436,35) .5, 7.0,3
W
a =+ (mm)
Chọn khoảng cách trục : a
W
=122(mm)
4. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Có vận tốc vòng của bánh răng trụ là: v =
1
2. . .
60.1000.( 1)
W
n
an
u
Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên:
v =
1
2. . .
60.1000.( 1)
W
n
an
u
+
=
2. .122.1445
2,76( / )
60.1000(5,7 1)
ms
+
Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác (theo bảng 6.13 sách tính
toán thiết kế hệ dẫn động) chế tạo bánh răng : 9
5. Xác định một số ăn khớp.
a-Xác định môđun pháp:
m
n
= (0,01ữ0,02)a
W
= (1,22ữ2,44) (mm)
Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1 sách chi tiết máy) chọn môđun pháp m
n
= 2mm
b-Xác định số răng,góc nghiêng
Chọn sơ bộ góc nghiêng =15
0
Số răng bánh chủ động :
z
1
=
2. .cos
2.122.0,966
17,59
(1) 2(5,71)
W
nn
a
mu
=
++
(răng) (6.31-T103)
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
9
Lấy z
1
=18 răng
Số răng bánh bị động :
z
2
= u
n
.z
1
= 5,7.18=102,6 (răng)
Lấy z
2
=102( răng)
Do đó tỉ số truyền thực u
t
=
2
1
102
5, 67
18
z
z
==
Tính chính xác góc nghiêng theo công thức:
12
.( )
2(18 102)
cos 0,984
2 2.122
n
W
mz z
a
+
+
==
(6.321-T103)
=10,3
0
Đối với bánh răng nghiêng ta không cần dịch chỉnh bởi việc dịch chỉnh
thờng hiệu quả không cao vì nó làm giảm hệ số trùng khớp.
Chiều rộng vành răng:
b
W
=
.
ba
a
W
=0,3.122=36,6 (mm)
hệ số trùng khớp dọc là:
.sin
36,6.sin10,3
1, 04
w
nn
b
mm
== =
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
W1
=
2
2.122
36,58
15,671
W
t
a
u
=
++
Đờng kính vòng lăn bánh lớn:
d
w2
=d
w1
.u=36,58.5,67=207,42
6. Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của răng
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thoả mãn(mm)
1
*
1
2
2(1)
[]
Ht
HMH H
WtW
MK u
ZZZ
bud
+
=
Trong đó:
Z
M
:hệ số kể đến cơ tính vật liệucủa các bánh răng ăn khớp
Z
M
=274 (MPa)
1/3
(tính theo 1.4 sgk chi tiết máy)
Z
H
:hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
2cos
sin 2
b
tw
b
:góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
cos .
bt
tg tg
=
với :
tw
là góc ăn khớp trong mặt mút của bánh răng nghiêng.Tính theo
công thức ở bảng 6.11 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động.
=20
0
là góc prôfin gốc
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
10
0
0
0
20
() ( )20,30
cos cos10,3
tw t
tg tg
arctg arctg
== =
00
cos . cos 20,30 . 10,3 0,17
bt
tg tg tg
==
9, 65
o
b
= cos 0,986
b
=
Z
H
=
2cos
1, 73
sin(2.20,3)
b
Z
:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
:,
hệ số trùng khớp dọc,ngang
0
0
12
sin
36,6.sin10,3
1, 04
.2
11 1 1
[1,88 3, 2( )]cos [1,88 3, 2( )]cos10,3 1,64
18 102
W
n
b
m
zz
==
= + = +
Vì
>1 nên Z
=
11
0, 78
1, 64
=
K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
HvHHH
KKKK
=
K
H
=1,03 (tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐ): hệ số kể đến sự phân bốtải trọng
không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
K
H =1,16 (tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐ ): hệ số kể đến sự phân bố tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
K
Hv
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp
1
1
1
2
HW W
Hv
HH
vbd
K
M
KK
=+
Với
0
122
0,002.73.2,76 1,87
5, 67
W
HH
t
a
vgv
u
==
H
=0,002:hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp(tra bảng 6.15
sách TTTKHDĐ )
g
0
=73:hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2
(tra bảng 6.16 sách TTTKHDĐ )
1,87.36,6.36,58
11,04
2.1, 03.1,16.23660, 2
Hv
K=+ =
Suy ra:
K
H
=1,03.1,16.1,04=1,24
2
2.23660,2.1,24(5,67 1)
274.1,73.0, 78 410,9
36,6.5,67.36,58
H
+
=
(MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
11
Với v=2,76<5 (m/s), chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, Z
v
=1, cần gia công
độ nhám bề mặt răng R
a
=2,5
ữ
1,25
m
do đó chọn Z
R
=0,95 với d
a
<700(mm)
thì K
xH
=1
*
[ ] [ ] 436,35.1.0,95.1 414,5
HHvRxH
ZZ K
== =
(MPa)
Ta thấy
*
][
HH
<
nên hệ ăn khớp thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc
7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Điều kiện bền uốn
*
1
1
12
1
][
2
F
nWW
FF
F
mdb
YYYKM
=
,
*
2
1
21
2
][
F
F
FF
F
Y
Y
=
Trong đó
11
0, 61
1, 64
Y
== :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
10,3
1 1 0,926
140 140
o
oo
Y
= = : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Tính số răng tơng đơng:
1
1
33
2
2
33
18
19
cos 0,984
102
107
cos 0,984
td
td
z
z
z
z
==
==
Y
F1
=4,08 ;Y
F2
=3,6:hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (tra bảng 6.18 sách
TTTKHDĐ )
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
FvFFF
KKKK
=
K
F
=1,05 (tra bảng 6.18 sách TTTKHDĐ ): hệ số kể đến sự phân bố tải
trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
K
F =1,4 (tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐ ): hệ số kể đến sự phân bố
tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
K
Fv
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp
1
2
1
2
FW W
Fv
FF
vbd
K
M
KK
=+
Với
0
122
0,006.73.2,76 5,61
5, 67
W
FF
t
a
vgv
i
==
F
=0,006:hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp(tra bảng 6.15
sách TTTKHDĐ )
5, 61.36,6.36,58
11,11
2.23660, 2.1,05.1,4
Fv
K=+
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
12
1,05.1,4.1,11 1,6317
F
K =
1
2.23660,2.1,6317.0,61.0,926.4,08
66,46
36,6.36,58.2
F
=(MPa)
12
2
1
. 66,46.3,6
58, 64
4, 08
FF
F
F
Y
Y
==
(MPa)
Tính chính xác giá trị ứng suất uốn cho phép
Y
S
=1,08-0,0695ln(m
n
)=1,08-0,0695ln(2)=1,032
Y
R
=1:bánh răng phay
K
xF
=1 :vì d
a
<400mm
Ta có
*
11
[ ] [ ]. . . 262,2.1,032.1.1 270,6
FFSRxF
YY K
==
(MPa)
*
22
[ ] [ ]. . . 195,4.1,032.1.1 201,65
FFSRxF
YY K
==
(MPa)
Ta thấy
*
11
][
FF
<
;
*
22
][
FF
<
nên hệ ăn khớp thoả mãn điều kiện bền uốn.
8. Kiểm nghiệm sức bền của răng trong trờng hợp chịu quả tải
Hệ số quá tải
3,1
max
==
M
M
K
qt
Theo công thức 9.26 sgk chi tiết máy ta có:
max max
405, 6 1,3 462, 45( ) [ ] 784
HHqt H
KMPaMPa
== <=
Theo công thức 6.49-T110 ta có
1max 1 1max
. 66,46.1,3 83,398 [ ] 224
FFqt F
KMPaMPa
== = <=
2max 2 1max
. 58,64.1, 3 76, 232 [ ] 360
FFqt F
KMPaMPa
==<=
9. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Mô đun pháp tuyến m
n
= 2 (mm)
Số răng z
1
=18 ; z
2
= 102
Góc profin gốc
= 20
0
(Theo TCVN 1065-
71)
Góc ăn khớp
W
= 20,30
0
Khoảng cách trục a
W
=122 (mm)
Chiều rộng bánh
răng
b
w
=36,6(mm)
Góc nghiêng của
răng
=10,3
0
Tỉ số truyền u=5,67
Hệ số dịch chỉnh x
1
=0 ; x
2
=0
Đờng kính vòng
chia
d
1
=
1
2.18
36,58
cos 0,984
mz
==(mm)
d
2
=
2
2.102
207,3
cos 0,984
mz
==(mm)
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
13
Đờng kính vòng
đỉnh
d
a1
=d
1
+2(1+x
1
-
y)m
=36,58+2(1+0-
0)2=40,58(mm)
d
a2
=d
2
+2(1+x
2
-
y)m
=207,3+2(1+0-
0)2=211,3(mm)
Đờng kính vòng
lăn
d
W1
=36,58(mm)
d
W2
=
d
W1
.u=36,58.5,67=207,42
(mm)
Đờng kính vòng
đáy răng
d
f1
=d
1
-(2,5+2x
1
)m
=36,58-
(2,5+2.0)2=31,58(mm)
d
f2
=d
2
-(2,5+2x
2
)m
=207,3-
(2,5+2.0)2=202,3(mm)
10. Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng:
1
12
1
2 2.23660,2
1293,6
36,58
tt
W
M
FF
d
== =
(N)
Lực hớng tâm:
0
121
0
20,3
. 1293,6. 486,35
cos cos10,3
W
rr t
tg
tg
FFF
== = (N)
Lực dọc trục:
0
121
. 1293,6. 10,3 235,1
aa t
FFFtg tg
== = = (N)
B. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp
chậm
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Do công súât nhỏ và không có yêu cầu gì đặc biệt nên vật liệu làm bánh
răng đợc chọn giống nh cấp nhanh ,ta có bảng sau:
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới
hạn
bền
Giới
hạn
chảy
Độ
rắn
HB
Bánh
chủ
động
Thép
40
Thờng
hóa
560
b
M
pa
=
280
ch
M
pa
=
210
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
14
Bánh
bị
động
Thép
40
Thờng
hóa
520
b
M
pa
=
260
ch
M
pa
=
180
Bánh chủ động: Phôi rèn, giả thiết đờng kính phôi dới 100mm.
Bánh bị động :Phôi rèn ,giả thiết đờng phôi 300
ữ
500mm.
2). Định ứng suất tiếp xúc cho phép:
-ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ
sở, (tra bảng 6.2 sách TTTKHDĐ )
702
lim
0
+= HB
H
; S
H
=1,1 và
HB
F
8,1
lim
0
=
; S
F
=1,75
Độ rắn bánh chủ động HB1=220 ; độ rắn bánh bị động HB2=190 , khi đó
0
lim1 1
2 70 2.210 70 490
H
HB MPa
=+=+=
;
0
lim1
1,8.210 378
F
M
pa
==
0
lim 2 2
2 70 2.180 70 430
H
HB MPa
=+=+= ;
0
lim1
1,8.180 324
F
M
Pa
==
ứng suất cho phép về tiếp xúc là:
[
H
]=
lim
.
o
H
Rv xH HL
H
Z
ZK K
S
Trong đó:
lim
o
H
:ứng suất giới hạn mỏi tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở
Z
R
:hệ số kể đến ảnh hởng của nhám mặt răng
Z
v
:hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng
K
xH
:hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
K
HL
=(
HE
HO
N
N
)
1
H
m
:hệ số tuổi thọ
m
H
=6:bậc đờng cong mỏi khi độ rắn mặt răng HB<350.
N
HO
:số chu kì cơ sở tính về độ bền tiếp xúc
N
HO
=30.HB
2,4
Chọn độ cứng bánh chủ động HB
1
=210
N
HO1
=30.210
2,4
7
1,12.10
Chọn độ cứng bánh bị động HB
2
=190
N
HO2
=30.180
2,4
7
0,776.10
N
HE
=60c.t.n
Trong đó:
c là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
n,t :lần lợt là số vòng quay và tổng số thời gian làm việc của bánh răng
đang xét.
N
HE1
= 60.1.5.292.2.8.253,44
35,5.10
7
N
HE2
= 60.1. 5.292.2.8.72
10,1.10
7
Ta thấy
N
HE1
> N
HO1
K
HL1
=1
N
HE2
> N
HO2
K
HL2
=1
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
15
Tính sơ bộ nên coi Z
R
.Z
v
.K
xH
=1
H
HLH
H
S
K.
][
lim
=
1
490.1
[] 445,45
1, 1
H
= (MPa)
2
430.1
[] 390,9
1,1
H
=(MPa)
Với bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức:
12
2
[][ ]
445, 45 390,9
[ ] 418,175( ) 1, 25[ ] 488,625
22
HH
H H
MPa
+
+
== = <= (MPa)
b-ứng suất uốn cho phép
N
FO
:số chu kì cơ sở tính về sức bền uốn
N
FO
=4.10
6
Đối với tất cả các loại thép.
N
FE
:số chu kì chịu tải của bánh răng đang xét:
Do chịu tải trọng tĩnh nên:
N
FE1
= N
HE1
= 60.1.5.292.2.8.253,44
35,5.10
7
N
FE2
= N
HE2
= 60.1. 5.292.2.8.72
10,1.10
7
Ta thấy
N
FE1
> N
FO1
K
FL1
=1
N
fE2
> N
FO2
K
FL2
=1
có [
F
]=
lim
. .
o
F
RS xF FC FL
F
YYK K K
S
Trong đó:
Y
R
:hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng
Y
S
:hệ số kể đến ảnh hởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
:hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn
Tính sơ bộ nên coi Y
R
.Y
S
.K
xF
=1
K
FC
:hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải(K
FC
=1 khi tải đặt 1 phía)
K
FL
=(
FE
FO
N
N
)
mF
1
:hệ số tuổi thọ
m
F
=6:bậc đờng cong mỏi
Ta đợc
F
FCFLF
F
S
KK
][
lim
=
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
16
1
378.1.1
[ ] 216
1, 75
F
=(MPa)
2
324.1.1
[ ] 185,14
1, 75
F
=(MPa)
ứng suất cho phép khi quá tải:
Với bánh răng thờng hóa :
max min
[ ] 2,8 2,8.260 728
Hch
=
== (MPa)
Do HB<350 nên
1max 1
[ ] 0,8 0,8.280 224
Fch
== = (MPa)
208260.8,08,0][
2max2
===
chF
(MPa)
3. Tính sơ bộ khoảng cách trục theo (9.37):
2
3
2
.
(1)
[]
H
Wac
H
cba
MK
aKu
u
=+
Trong đó: a
w
là khoảng cách trục.
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,loại răng
Với bánh răng nghiêng K
a
=43
()
1
3
M
pa
U
n
tỉ số truyền của các bánh răng trên trục I sang các bánh răng của trục II
M
2
mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động.Do phân đôi nên khi tính ta
phải chia M
2
cho 2.
[
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép
K
H
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Chọn
3,0=
ba
0,5 ( 1) 0,5.0,3(3,52 1) 0, 678
bd ba c
u
=+= +
K
H
=1,07 (tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐ)
3
2
128870,74.1, 07
43.(3,52 1) 139,95
(418,175) .3,52.0,3.2
W
a =+ (mm)
Chọn khoảng cách trục : a
W
=140(mm)
4. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Có vận tốc vòng của bánh răng trụ là: v =
2
2. . .
60.1000.( 1)
W
c
an
u
Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên:
v =
2
2. . .
60.1000.( 1)
W
c
an
u
+
=
2. .140.253, 44
0,822( / )
60.1000(3,52 1)
ms
+
Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác (theo bảng 6.13 sách tính
toán thiết kế hệ dẫn động) chế tạo bánh răng : 9
5. Xác định một số ăn khớp.
a-Xác định môđun pháp:
m
n
= (0,01ữ0,02)a
W
= (1,40ữ2,8) (mm)
Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1 sách chi tiết máy) chọn môđun pháp m
n
= 2mm
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
17
b-Xác định số răng,góc nghiêng
Chọn sơ bộ góc nghiêng
=30
0
(vì hộp giảm tốc phân đôi ở cấp chậm.)
Số răng bánh chủ động :
z
1
=
2. .cos
2.140.0,866
26,82
(1)2(3,521)
W
nc
a
mu
=
++
(răng) (6.31-T103)
Lấy z
1
=26 răng
Số răng bánh bị động :
z
2
= u
n
.z
1
= 3,52.26=91,52 (răng)
Lấy z
2
=91( răng)
Do đó tỉ số truyền thực u
t
=
2
1
91
3, 5
26
z
z
==
Tính chính xác góc nghiêng
theo công thức:
12
.( )
2(26 91)
cos 0,8357
2 2.140
n
W
mz z
a
+
+
==
(6.321-T103)
=33,3
0
Đối với bánh răng nghiêng ta không cần dịch chỉnh bởi việc dịch chỉnh
thờng hiệu quả không cao vì nó làm giảm hệ số trùng khớp.
Chiều rộng vành răng:
b
W
=
.
ba
a
W
=0,3.140=42 (mm)
hệ số trùng khớp dọc là:
0
.sin
42.sin 33,3
3, 67
w
nn
b
mm
== =
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
W1
=
2
2.140
62,22
13,51
W
t
a
u
=
++
Đờng kính vòng lăn bánh lớn:
d
w2
=d
w1
.u=62,22.3,5=207,78
6. Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của răng
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thoả mãn(mm)
1
*
2
2
2(1)
[]
2.
Ht
HMH H
WtW
MK u
ZZZ
bud
+
=
Trong đó:
Z
M
:hệ số kể đến cơ tính vật liệucủa các bánh răng ăn khớp
Z
M
=274 (MPa)
1/3
(tính theo 1.4 sgk chi tiết máy)
Z
H
:hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
2cos
sin 2
b
tw
b
:góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
18
cos .
bt
tg tg
=
với :
tw
là góc ăn khớp trong mặt mút của bánh răng nghiêng.Tính theo
công thức ở bảng 6.11 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động.
=20
0
là góc prôfin gốc
0
0
0
20
() ( )23,53
cos cos33,3
tw t
tg tg
arctg arctg
== =
00
cos . cos 23,53 . 33,3 0, 602
bt
tg tg tg
==
31, 05
o
b
=
cos 0,857
b
=
Z
H
=
2cos
1, 1 2
sin(2.23,53)
b
Z
:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
:,
hệ số trùng khớp dọc,ngang
0
0
12
sin
42.sin 33,3
3, 67
.2
11 1 1
[1,88 3, 2( )]cos [1,88 3, 2( )]cos33,3 1, 439
26 91
W
n
b
m
zz
==
= + = +
Vì
>1 nên Z
=
11
0,834
1, 439
=
K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
HvHHH
KKKK
=
K
H
=1,07 (tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐ): hệ số kể đến sự phân bốtải trọng
không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
K
H =1,13(tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐ ): hệ số kể đến sự phân bố tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
K
Hv
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp
1
2
2.
1
2
HW W
Hv
HH
vbd
K
M
KK
=+
Với
0
140
0,002.73.1, 03 0,951
3, 5
W
HH
t
a
vgv
u
==
H
=0,002:hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp(tra bảng 6.15
sách TTTKHDĐ )
g
0
=73:hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2
(tra bảng 6.16 sách TTTKHDĐ )
2.0,951.42.62, 22
1 1, 016
2.1, 07.1,13.128870, 74
Hv
K=+ =
Suy ra:
K
H
=1,07.1,13.1,016=1,228
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
19
2
2.128870,74.1, 228(3,515 1)
274.1,12.0,834 286,3
42.3,5.62, 22 .2
H
+
=
(MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Với v=1,03<5 (m/s), chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, Z
v
=1, cần gia công
độ nhám bề mặt răng R
a
=2,5
ữ
1,25
m
do đó chọn Z
R
=0,95 với d
a
<700(mm)
thì K
xH
=1
*
[ ] [ ] 418,175.1.0,95.1 397, 27
HHvRxH
ZZ K
== =(MPa)
Ta thấy
*
][
HH
<
nên hệ ăn khớp thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc
7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Điều kiện bền uốn
*
1
1
12
1
][
.2
2
F
nWW
FF
F
mdb
YYYKM
= ,
*
2
1
21
2
][
F
F
FF
F
Y
Y
=
Trong đó
11
0,694
1, 439
Y
== :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
33,3
1 1 0,762
140 140
o
oo
Y
= = : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Tính số răng tơng đơng:
1
1
33
2
2
33
26
44,5
cos 0,8357
91
155,9
cos 0,8357
td
td
z
z
z
z
==
==
Y
F1
=3,7 ;Y
F2
=3,6:hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (tra bảng 6.18 sách
TTTKHDĐ )
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
FvFFF
KKKK
=
K
F
=1,17 (tra bảng 6.7 sách TTTKHDĐ ): hệ số kể đến sự phân bố tải
trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
K
F =1,37 (tra bảng 6.14 sách TTTKHDĐ ): hệ số kể đến sự phân bố
tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
K
Fv
: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp
1
2
2.
1
2
FW W
Fv
FF
vbd
K
M
KK
=+
Với
0
140
0,006.73.0,822 2,277
3, 5
W
FF
t
a
vgv
i
==
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
20
F
=0,006:hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp(tra bảng 6.15
sách TTTKHDĐ )
2, 277.42.62, 22.2
11,029
2.128870, 74.1,17.1,37
Fv
K=+
1,17.1,37.1,029 1,65
F
K =
1
2.128870,74.1, 65.0,694.0,762.3,7
79,6
2.42.62,22.2
F
=(MPa)
12
2
1
.
79,6.3, 6
77, 45
3, 7
FF
F
F
Y
Y
== (MPa)
Tính chính xác giá trị ứng suất uốn cho phép
Y
S
=1,08-0,0695ln(m
n
)=1,08-0,0695ln(2)=1,032
Y
R
=1:bánh răng phay
K
xF
=1 :vì d
a
<400mm
Ta có
*
11
[ ] [ ]. . . 262,2.1,032.1.1 270,6
FFSRxF
YY K
==
(MPa)
*
22
[ ] [ ]. . . 195,4.1,032.1.1 201,65
FFSRxF
YY K
==
(MPa)
Ta thấy
*
11
][
FF
<
;
*
22
][
FF
<
nên hệ ăn khớp thoả mãn điều kiện bền uốn.
8. Kiểm nghiệm sức bền của răng trong trờng hợp chịu quả tải
Hệ số quá tải
3,1
max
==
M
M
K
qt
Theo công thức 9.26 sgk chi tiết máy ta có:
max max
286,3 1,3 326, 4( ) [ ] 728
HHqt H
KMPaMPa
== <=
Theo công thức 6.49-T110 ta có
1max 1 1max
. 79,6.1,3 103, 48 [ ] 224
FFqt F
KMPaMPa
== = <=
2max 2 1max
. 77, 45.1,3 100,685 [ ] 208
FFqt F
KMPaMPa
== = <=
9. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Mô đun pháp tuyến m
n
= 2 (mm)
Số răng z
1
=26 ; z
2
= 91
Góc profin gốc
= 20
0
(Theo TCVN 1065-71)
Góc ăn khớp
tW
= 23,53
0
Khoảng cách trục a
W
=140 (mm)
Chiều rộng bánh
răng
b
w
=42(mm)
Góc nghiêng của
răng
=33,3
0
Tỉ số truyền u=3,5
Hệ số dịch chỉnh x
1
=0 ; x
2
=0
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
21
Đờng kính vòng
chia
d
1
=
1
2.26
62,22
cos 0,8357
mz
==(mm)
d
2
=
2
2.91
217,78
cos 0,8357
mz
==(mm)
Đờng kính vòng
đỉnh
d
a1
=d
1
+2(1+x
1
-
y)m
=62,22+2(1+0-
0)2=66,22(mm)
d
a2
=d
2
+2(1+x
2
-
y)m
=217,78+2(1+0-
0)2=221,78(mm)
Đờng kính vòng lăn d
W1
=62,22(mm)
d
W2
= d
W1
.u=62,22.3,5=217,78
(mm)
Đờng kính vòng đáy
răng
d
f1
=d
1
-(2,5+2x
1
)m
=62,22-
(2,5+2.0)2=57,22(mm)
d
f2
=d
2
-(2,5+2x
2
)m
=217,78-
(2,5+2.0)2=212,78(mm)
10. Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng:
2
12
1
2
2.128870,74
2071, 2
.2 62, 22.2
tt
W
M
FF
d
== =
(N)
Lực hớng tâm:
0
121
0
23,53
. 2071, 2. 1079,1
cos cos33,3
W
rr t
tg
tg
FFF
== = (N)
Lực dọc trục:
0
121
. 2071, 2. 33,3 1360, 5
aa t
FFFtg tg
== = = (N)
II/thiết kế bộ truyền xích.
1. Chọn xích
Vì tải trọng không lớn lắm, vận tốc của bộ truyền xích thấp
chọn loại
xích con
lăn.
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
22
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:
2.1. Chọn số răng đĩa xích:
Số răng đĩa xích càng,đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập
càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo số răng
lớn hơn z
min
=13-15 do vận tốc thấp.
Theo bảng 5.4 với u
x
=4 ta sử dụng công thức z
1
=29-2.u ta đợc z
-
1
=21>19 vậysố răng đĩa nhỏ là z
1
= 21 (răng) >z
min
số răng đĩa
Lớn sẽ là z
2
= z
1
.u
x
= 21.4= 84(răng). Lấy z
2
= 84(răng).
Có z
2
=84 (răng) < z
max
= 120 (răng) đối với xích ống và xích con lăn.
2.2.xác định bớc xích:
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích cần có:
P
t
=P.k.k
z
.k
n
[P] (Công thức 5.3)
Trong đó:
P
t
,P,[P] lần lợt là công suất tính toán,công suất cần truyền và công suất
cho phép.
+ k
z
=
11
01
25
zz
z
=
: Hệ số số răng
Với z
05
: Số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn.
=> k
z
=
25
1,19
21
=
.
+k
n
=
3
01
n
n
: Hệ số số vòng quay
Với n
01
: Số vòng quay tiêu chuẩn của đĩa nhỏ.Ta có số vòng quay
của đĩa nhỏ là n
3
=72 (vòng/phút) Chọn n
01
= 50 (vòng/phút)
=> k
n
=
50
0,694
72
=
+k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
đ
.k
c
.k
bt
(Công thức 5.4).
Các hệ số k
0
, k
a
, k
đc
, k
bt
, k
đ
, k
c
đợc tra từ bảng5.6
Trong đó
k
0
: Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền. Do đờng
nối tâm các đĩa xích hợp với phơng nằm ngang một góc
70
0
>60
0
k
0
= 1,25
k
a
: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Chọn
sơ bộ
a = 40.p
k
a
= 1.
K
đc
: Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng
xích.
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
23
Có thể điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích, do đó có k
đc
=
1.
k
bt
: Hệ số kể đến ảnh hởng của điều kiện bôi trơn.
Với vận tốc xích nhỏ v < 4 m/s)
theo bảng 5.7 chọn phơng pháp bôi trơn nhỏ giọt (4 10
giọt/phút). Chất lợng bôi trơn tốt. Theo bảng 5.6, giả sử bộ
truyền làm việc trong môi trờng không có bụi
k
bt
= 0,8
k
đ
: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng. Do
bộ truyền làm việc với tải trọng va đập mạnh =>chọn k
đ
=
1,8.
k
c
: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. Do mỗi
ngày làm
việc 2 ca
k
c
= 1,25.
k = 1,25.1.1.1,8.0,8.1,25 = 2,25.
+ P : Công suất cần truyền là công suất trên trục 3 : P
3
= 3,27 (kw).
Công suất tính toán là:
P
t
= 3,27.2,25.0,694.1,19 = 6,08 (kw).
Theo bảng 5.5 với n
01
=50 (vòng/phút) ta chọn loại xích một dãy có bớc
xích p = 38,1 (mm) thoả mãn điêu kiện bền mòn P
t
< [P] =10,5 (kw).
Đồng thời theo bảng 5.8 với z
1
= 21 (răng), n
3
= 72 (vòng/phút)
p < p
max
=50,8(mm).
2.3.Khoảng cách trục và số mắt xích:
+Khoảng cách trục sơ bộ:
a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm).
+Số mắt xích x:
x =
()()
a
pzzzz
p
a
2
2
1221
4
2
2
+
+
+
- (Công thức5.12)-
=
()()
2
2
21 84 84 21 .38,1
2.1524
135, 013
38,1 2 4 .1524
+
++
(mắt xích).
Chọn x
c
= 136 (mắt xích).
Tính lại khoảng cách trục:
a
*
= 0,25p{x
c
- 0,5(z
1
+z
2
) +
22
21
12
[0,5( )]2( )
c
zz
xzz
+
} (Công thức 5.13).
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
24
= 0,25.38,1{136- 0,5(21 + 84) +
22
84 21
[136 0, 5(21 84)] 2( )
+
}
= 1543,4 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta phải giảm khoảng cách trục đi một
lợng là:
a = 0,003.a = 0,003.1543,4
4,6(mm)
Khoảng cách trục khi tính toán: a = a
*
- a = 1543,4 -4,6 = 1538,8
(mm).
+Số lần va đập của xích trong 1giây: i =
13
.
21.72
0, 74
15. 15.136
zn
x
==
(Công
thức 5.14).
+ Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i] = 20. Nh vậy có i < [i].
3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Điều kiện để xích làm việc đợc an toàn là:
s =
Vtd
FFFk
Q
++
0
][s (Công thức 5.15).
Trong đó:
+Q : Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2 có Q = 127,0(kN) =127000 (N).
+k
đ
: Hệ số tải trọng động. Với tải trọng mở máy gấp 1,3 lần tải trọng
danh nghĩa
chọn k
đ
= 1,2.
+F
V
: Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F
V
= qv
2
Trong đó :
q: Khối lợng một mét xích. Theo bảng 5.2 có q = 5,5 (kg).
v: Vận tốc xích :v =
13
21.38,1.72
0,96( )
60000 60000
zpn
m
s
=
.
F
V
= 5,5.0,96
2
= 5,0688 (N).
+F
t
: Lực vòng: F
t
= 1000.
3
3, 27
1000. 3406, 25( ).
0, 96
P
N
v
==
+F
o
: Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra:
F
0
= 9,81k
f
.q.a (Công thức 5.16).
a = 1,5388(m): Khoảng cách trục.
k
f
: Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền.
Do bộ
truyền nằm ngang . Do bộ truyền xích đợc đặt nghiêng một góc
70
0
=> k
f
= 2
F
0
= 9,81.2.5,5.1,5388= 166,05 (N).
s =
127000
29,82
1, 2.3406,25 166, 05 5,0688
=
++
Thiết kế môn học chi tiêt máy GVHD-Thầy Bùi Vũ Hùng
Phạm Nh Nam Lớp Cơ Giới Hóa XDGT-K47
25
Theo bảng 5.10 với n
3
=72(vòng/phút) => hệ số an toàn cho phép là [s]=7.
Ta thấy s > [s]. Nh vậybộ truyền xích đảm bảo đủ bền
4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
4.1.Theo công thức 5.17 và bảng 14.4b có:
Thông số Ký
hiệu
Công thức tính
Đờng kính vòng
chia
d
d
1
=
1
38,1
255, 63
sin
sin
21
p
z
==
(mm).
d
2
=
2
38,1
1018,96
sin
sin
84
p
z
==
(mm).
Đờng kính vòng
đỉnh răng
d
a
d
a1
= p. [0,5 +
cotg
1
] 38,1.[0,5 cot ] 271,83
21
g
z
=+ =
(mm).
d
a2
= p.[0,5 +
cotg
2
] 38,1.[0,5 cot ] 1037, 29
84
g
z
=+ =
(mm).
Bán kính đáy r r = 0,5025.d
l
+ 0,05= 11,22(mm)
Đờng kính vòng
đáy răng
d
f
d
f1
= d
1
2.r = 255,63- 2.11,22
= 233,19 (mm).
d
f2
= d
2
2.r = 1018,96 2.11,22
= 996,52 (mm).
Đờng kính vành
đĩa
d
v
1
1
2
2
.cot 1,2
38,1.cot 1,2.36, 2 209,34
21
.cot 1,2
38,1.cot 1, 2.36, 2 974,8
84
v
v
dpg h
z
g
dpg h
z
g
=
==
=
==
Đờng kính con
lăn
d
l
22,23(mm)
4.2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
