Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (838.48 KB, 77 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYTÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG

 Giảng viên hướng dẫn : Nguyễn Xuân Hạ

 Sinh viên nhận hướng dẫn: + Nguyễn Quốc Long + Nguyễn Quang Trường

Phần I: TÍNH ĐỘNG HỌC

Đầu đề :

 Số liệu cho trước :

1. Lực kéo băng tải 2F = 3900 (N) 2. Vận tốc băng tải v = 0,83(m/s) 3. Đường kính tang D = 220 (mm) 4. Thời gian phục vụ lh = 15000 (giờ) 5. Số ca làm việc soca = 3 (ca)

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @ = 90 (độ)

Hiệu suất ở trượt ⴄ

t

= 0,99

 Hiệu suất khớp nối

ⴄ

k

=0,99

4. Số vịng quay trên trục cơng tác

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ u

br

= 5

2,94

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

Tốc đô quay trên trục động cơ : n

dc

= 955 ( v/p)

Trong đó: 𝑃𝑖, 𝑛𝑖, 𝑇𝑖 tương ứng là cơng suất, tốc độ quay và mô men xoắn trên trục i. Thay số vào cơng thức, ta có:

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

I: Tính tốn bộ truyền ngồi ( xích) * bảng thông số đầu vào

(+, k là hệ số kể đến điều kiện làm việc của bộ truyền xích

quay thực tế và trong thí nghiệm)

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

k

c

= 1,45 ( 3 ca)

19,05 (mm) thỏa mãn điệu kiện bền mòn :

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

Ta tính lại a theo cơng thức:

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

Trong đó : k

f

= 4 ( bộ truyền nghiêng một góc 90

°

)

11,91mm tra bảng 5.2 (sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí) - Kiếm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

σ1

= 0,47√

Kr.(Ft. Kđ+Fvđ). E

A . kđ

≤ [

σ¿

MPa

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

 [

σ

] = 550

÷

680 MPa

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

II, Tính Tốn Thiết Kế Bộ Truyền Bánh RăngBảng thông số đầu vào :

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

{

Với bánhchủ động :σoHlim1=2 H B1+70=2.275+70=620 MPa

Với bánh bịđộng : σHlim 2o =2 H B2+70=2.260+70=590 MPa

và chế độ tải trọng của bộ truyền :

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

- N

HO

là số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc

: NHO=30. HB2,4

Suy ra {

Với bánhchủ động :NH 01=30 HB12.4=30. 2752,4

Với bánh bịđộng : NH 02=30 HB22.4=30.2602,4

chịu tải trọng tĩnh nên

N

HE

= 60.c.n.

tΣ

với : + Số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1

Suy ra:

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

{

Với bánhchủ động :σoFlim 1=1,8. H B1=1,8.275=495 MPa

Với bánh bịđộng : σFlim2o =1,8. H B2=1,8.260=468 MPa

Suy ra : {

Với bánhrăng chủ động :SF 1=1,75

Với bánh răng bị động: SF 2=1,75

( N

FO

= 4.10

6

đối với tất cả loại thép, nên N

FO1

= N

FO2

= 4.10

6

)

truyền chịu tải trọng tĩnh nên

NFE

= 60.c.n.

tΣ

. c =1, là số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng

Suy ra{

NHE 1=NFE 1=859,5. 106

NHE 2=NFE 2=190,98. 106

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

+ U – tỷ số truyền của cặp bánh răng côn ( u = 4,5 )

MPa ;

K

be

=

Rb

e

= 0,25 ... 0,3 ( ta lấy K

be

= 0,26 vì u = 4,5 > 3 )

răng bánh răng côn Với

Kbe.u

2−Kbe

=

0,26.4,52−0,26

= 0,672 ; tra bảng 6.21 và dùng nội suy ta được

KHβ

= 1,148

+ T1 = 37800( N.mm ) – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động;

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

- với bánh răng cơn răng thẳng thì : m

te

=

mtm

1−0,5. Kbe

=

1−0,5.0,262,62

= 3,01 (mm)

Theo kinh nghiệm, bánh răng côn sử dụng hệ số dịch chỉnh đều

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

bảng 6.12 Với

x1+x2

z1+z2

= 0; góc nghiêng

β=0 °

Suy ra Z

H

= 1,76

[

σF 1

]

σF 2<

[

σF 1

] Thỏa mãn

4. Bảng tổng hợp kết quả tính tốn bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng

Đường kính chia ngồi bánh chủ

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

- Thông số đầu vào:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục Chọn khớp nối theo điều kiện:

{

Tt≤ Tkncf

dt≤ dkncf

Trong đó dt- Đường kính trục cần nối

dt=25 mm

Tt –Mơmen xoắn tính tốn Tt=k .T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k = 1,2 T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

Do vậy Tt=k .T =1,2 .37800=45360 (N . mm )=45,36 (N . m)

Chọn kích thước khớp nối trong bảng 16.10a [Sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí- tập 2] trang 68 với điều kiện:

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

II, Tính tốn và thiết kế trục

Trục để đỡ các chi tiết quay gồm trục tâm, trục truyền. Trục tâm có thể quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay chỉ chịu được lực ngang và momen uốn.

Trục truyền ln quay có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn. Các trục trong hộp giảm tốc là những trục truyền.

Chỉ tiêu quan trọng nhất phần lớn với các trục là đồ bền, ngoài ra cịn có độ cứng và đối với trục quay nhanh là độ ổn định dao động

II.1, Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45X tơi cải thiện có σb = 950 ( Mpa ) ứng suất xoắn cho phép [τ¿=15 MPa

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

II.2, Tính tốn thiết kế trục.

II.2.1, Tải trọng tác dụng lên trục.

( tải trọng ở đây chủ yếu là momen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng đều trục khi lắp hai nửa của khớp nối. Bỏ qua trọng lượng trục, các chi tiết trên trục và lực ma sát sinh ra ở ổ lăn. )

* Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn.

Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền : Lực vòng - Ft , Lực hướng tâm - Fr

Với : + Ft – lực vòng trên đĩa xích.

+ kx – hệ số kể đến trọng lượng xích ( kx = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc trên 40 độ so với đường nằm ngang )

- Đối với khớp nối thì lực sinh ra tính thoe cơng thức : Fr = ( 0,2...0,3).Ft

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

Trong đó : - Ft là lực vòng trên khớp nối , Ft = 2TD

Từ đường kính sơ bộ ta tra bảng 10.2 trang 189 thu được kích thước ổ lăn sơ bộ :  Với d1sơ bộ=25 mm thì chiều rộng ổ lăn bo1 = 17 mm

 Với d2sơ bộ=30 mm thì chiều rộng ổ lăn bo2 = 19 mm b, Xác định chiều dài mayơ đĩa xích

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

Ta có công thức sau : lmx = (1,2 ... 1,5)d2sơ bộ

 Với đĩa răng nhỏ: lmxn = (1,2...1,5)d2sơ bộ= (36...45); lấy lmxn = 36 mm c, Xác định chiều dài mayơ bánh răng côn d, Xác định chiều dài mayơ nửa khớp:

 Ta có cơng thức: lm12 = (1,4...2,5)d1sơ bộ ( đối với khớp nối loại vòng đàn hồi )

Suy ra: lm12 = (1,4..2,5).25 =( 35...62,5) mm ; chọn lm12 = 40 mm

e, Xác định chiều dài các đoạn trục

Hình vẽ mơ tả sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp, ( theo hình 10.10 trang 193 – tập 1 sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí )

Trong đó:

+ k – số thứ tự trục trong hộp giảm tốc, k = 1...2 ( hộp giảm tốc 1 cấp ) + i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các ci tiết tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 với các tiết diện trục lắp ổ; i = 2 ...s. với s là số chi tiết quay;

+ lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k + lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

+ lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i ) trên trục k, đã được tính sơ bộ ở trên

+ lcki – khoảng cơngxơn ( khoảng chìa ) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

II.2.3, Tính và chọn đường kính các đoạn trục * Sơ đồ phân tích lực chung:

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

- Xoay ngang lại các trục ta được:

II.2.3.1, Tính trục I

* Xác định các phản lực tại ổ lăn

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

Giả sử các thành phần lực có chiều như hình vẽ:

</div>Trang 35<div class="page_container" data-page="35">

* Tính momen tương đương

Ta có cơng thức: Momen tổng, momen uốn tương đương:

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

 Trên trục I then được lắp tại bánh răng và khớp nối hai nửa  Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d13 =d12 = 20 ( mm )

Chọn then bằng, tra bảng 9.1 trang 173 ( sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) ta được :

{

b=6 mmh=6 mmt1=3,5 mm

t2=2,8 mm

 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

</div>Trang 37<div class="page_container" data-page="37">

Trong đó: σd, τc - ứng suất dập và ứng suất cắt tính tốn, MPa; d – đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục ; T – momen xoắn trên trục, Nmm ;

=60 … 90 MPa, khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3, khi va đập mạnh – giảm 2/3

Ta chọn : +

[

σd

]

= 150 MPa ; với dạng lắp là lắp cố định, vật liệu mayơ bằng thép và làm việc ở chế độ làm êm kông va đập

II.2.3.1.2, Tính kiểm nghiệm trục về đồ bền mỏi

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

Sj = Sσj. Sτj

+S2τj ;

</div>Trang 38<div class="page_container" data-page="38">

Trong đó :

+ [s] - hệ số an tồn cho phép, thơng thường [s] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

+ Sσj và Sτj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

σaj, τaj, σmj, τmj .là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

Suy ra

{

σmj=0=¿σaj=MjWjτaj=τmj= Tj

2W0 j

với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục.

ѱσ, ѱτ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng 10.7 trang 197 với σb=¿ 950 MPa,ta có:

</div>Trang 39<div class="page_container" data-page="39">

ετ +Kx−1

trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 - “ Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, nội suy ta được Kx = 1,15625

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta khơng dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1.

εσ, ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ, Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Tra bảng 10.11, nội suy ta được

{

Kσ

</div>Trang 42<div class="page_container" data-page="42">

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

c, Kiểm nghiệm khớp nối

</div>Trang 43<div class="page_container" data-page="43">

Tra bảng:10.12 với trục σb=¿ 950 MPa:

</div>Trang 44<div class="page_container" data-page="44">

=> Ta chọn ổ đũa côn một dãy

- Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa con một dãy , tra bảng p2.11 trang 264 ( sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) ta được:

a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Ta có : Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức 11.1 trang 213

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

kt−¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độkt=1

kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang 215,ta chọn kd=1

X hệ số tải trọng hướng tâm Y hệ số tải trọng dọc trục

</div>Trang 46<div class="page_container" data-page="46">

Giả sử các thành phần lực có chiều như hình vẽ:

</div>Trang 49<div class="page_container" data-page="49">

* Tính momen tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

Trong đó : [σ]= 67 Mpa ( vì σb=850 - ứng suất cho phép của thép 40X chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 )

</div>Trang 50<div class="page_container" data-page="50">

 Trên trục II then được lắp tại bánh răng và đĩa xích  Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d23 = 36 ( mm )

Chọn then bằng, tra bảng 9.1 trang 173 ( sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) ta được :

{

b=10 mmh=8 mmt1=5 mm

t2=3,3 mm

 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng

lt3 = (0,8...0,9).lm23 = ( 0,8...0,9).36 = (28,8 ÷ 32,4) mm ; chọn lt3 = 32  Then lắp trên trục vị trí lắp đĩa xích: d22 = 28 ( mm )

</div>Trang 51<div class="page_container" data-page="51">

Chọn then bằng, tra bảng 9.1 trang 173 ( sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) ta được :

{

b=8 mmh=7 mmt1=4 mm

t2=2,8 mm

 Lấy chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm

 Then lắp trên trục vị trí lắp đĩa xích

=60 … 90 MPa, khi chịu tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3, khi va đập mạnh – giảm 2/3

Ta chọn : +

[

σd

]

= 150 MPa ; với dạng lắp là lắp cố định, vật liệu mayơ bằng thép và làm việc ở chế độ làm êm không va đập

[

τc

]

= 60 ( chịu tải trọng tĩnh )

* Kiểm nghiệm độ bền then tại vị tri lắp bánh răng

</div>Trang 52<div class="page_container" data-page="52">

II.2.3.1.2, Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

+ [s] - hệ số an tồn cho phép, thơng thường [s] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5… 3, như vậy có thể khơng cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

</div>Trang 53<div class="page_container" data-page="53">

Suy ra

{

2W0 j

với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục.

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1.

εσ, ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

 Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dơi ra. Chọn kiểu lắp k6

</div>Trang 54<div class="page_container" data-page="54">

Tra bảng 10.11, nội suy ta được

{

Kσ

</div>Trang 55<div class="page_container" data-page="55">

- ảnh hưởng của rãnh then : Tra bảng 10.10, nội suy ta có:

</div>Trang 56<div class="page_container" data-page="56">

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

c, Kiểm nghiệm đĩa xích

</div>Trang 58<div class="page_container" data-page="58">

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

=> Ta chọn ổ đũa côn một dãy

- Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa con một dãy , tra bảng p2.11 trang 264 ( sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí ) ta được:

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Ta có : Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức 11.1 trang 213

Cd=Q .m

√L

</div>Trang 59<div class="page_container" data-page="59">

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

kt−¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độkt=1

kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang

</div>Trang 60<div class="page_container" data-page="60">

Vậy ổ lăn thỏa mãn về khả năng tải động

* Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh

</div>Trang 61<div class="page_container" data-page="61">

Đối với các ổ lăn khơng quay hoặc làm việc với số vịng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện:

Qt≤ Co ( công thức 11.18 trang 221) Trong đó:

Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ, kN, Qt – tải trọng tĩnh quy ước, kN, được xác định như sau :

Đối với ổ đũa côn, Qo là trị số lớn hơn trong hai giá trị Qo tính theo cơng thức (11.19) và (11.20) trang 221:

{

Qt=Xo. Fr+Yo. FaQt=Fr

Ttrong đó Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng 11.6 trang 221 ta được:

{

Xo=0,5

</div>Trang 62<div class="page_container" data-page="62">

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

=> Ta chọn ổ đũa côn một dãy

- Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn một dãy , tra bảng 2.11 trang 261 ( sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ) ta được:

* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Ta có : Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức 11.1 trang 213

</div>Trang 63<div class="page_container" data-page="63">

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

kt−¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ:kt=1

kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang

</div>Trang 65<div class="page_container" data-page="65">

Vậy ổ lăn thỏa mãn về khả năng tải động

* Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải tĩnh

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện:

Qt≤ Co ( công thức 11.18 trang 221) Trong đó:

Đối với ổ đũa côn, Qo là trị số lớn hơn trong hai giá trị Qo tính theo công thức (11.19) và (11.20) trang 221:

{

Ttrong đó Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng 11.6 trang 221 ta được:

{

Xo=0,5 Vậy ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ KẾT CẤU

</div>

Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

<b>BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYTÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG</b>

<b>Phần I: TÍNH ĐỘNG HỌC</b>

Hiệu suất ở trượt ⴄ

= 0,99

ⴄ

=0,99

<i>4. Số vịng quay trên trục cơng tác</i>

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ u

= 5

2,94

Tốc đô quay trên trục động cơ : n

= 955 ( v/p)

I: Tính tốn bộ truyền ngồi ( xích) * bảng thông số đầu vào

(+, k là hệ số kể đến điều kiện làm việc của bộ truyền xích

quay thực tế và trong thí nghiệm)

k

= 1,45 ( 3 ca)

19,05 (mm) thỏa mãn điệu kiện bền mòn :

Ta tính lại a theo cơng thức:

Trong đó : k

= 4 ( bộ truyền nghiêng một góc 90

)

11,91mm tra bảng 5.2 (sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí) - Kiếm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

= 0,47√

≤ [

MPa

 [

] = 550

680 MPa

II, Tính Tốn Thiết Kế Bộ Truyền Bánh RăngBảng thông số đầu vào :

{

và chế độ tải trọng của bộ truyền :

- N

là số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc

Suy ra {

chịu tải trọng tĩnh nên

N

= 60.c.n.

với : + Số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1

Suy ra:

{

Suy ra : {

( N

= 4.10

đối với tất cả loại thép, nên N

= N

= 4.10

)

truyền chịu tải trọng tĩnh nên

= 60.c.n.

. c =1, là số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng

Suy ra{

+ U – tỷ số truyền của cặp bánh răng côn ( u = 4,5 )

MPa ;

K

=

= 0,25 ... 0,3 ( ta lấy K

= 0,26 vì u = 4,5 > 3 )

răng bánh răng côn Với

=

= 0,672 ; tra bảng 6.21 và dùng nội suy ta được

= 1,148

+ T1 = 37800( N.mm ) – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động;

- với bánh răng cơn răng thẳng thì : m

=

=

= 3,01 (mm)

Theo kinh nghiệm, bánh răng côn sử dụng hệ số dịch chỉnh đều

bảng 6.12 Với

= 0; góc nghiêng

Suy ra Z

= 1,76

=

= 27,6 ; là số răng trụ răng thẳng tương

= 3,5 ;

= 4,196

=

.

.