Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

Phương pháp bôi trơn bộ phận ổ đã trình bày ở phần tính chọn gối đỡ, nên ở đây chỉ trình bày việc bôi trơn các bộ truyền bánh răng. Do vận tốc không lớn lắm nên chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong dầu. Cho dầu ngập răng bánh bị dẫn thứ nhất (bánh nón lớn), thì bánh bị dẫn thứ hai (bánh trụ lớn) bị ngập trong dầu khoảng 45mm nhưng vận tốc nhỏ (v = 1,5m/s) nên công suất tổn hao để khuấy dầu không đáng kể. Còn hai bánh răng còn lại bôi trơn nhờ sự bắn tóe dầu từ bánh răng lớn mang lên. Tra theo bảng 10-17, chọn độ nhớt ở 50C (bánh răng làm bằng thép và có vận tốc vòng 2,5  5m/s) là 80 centistốc hoặc 11 độ Engle và theo bảng 10-20 chọn loại dầu công nghiệp C 45 với độ nhớt 42 – 58 centistốc hay 5 – 7,5 độ Engle. Ta thấy có cùng loại dầu bôi trơn ổ lăn, nên sử dụng phương pháp bôi trơn bánh răng bằng ngâm dầu và bôi trơn ổ bằng bắn tóe là hoàn toàn phù hợp.

pdf41 trang | Chia sẻ: ngtr9097 | Ngày: 27/04/2013 | Lượt xem: 575 | Lượt tải: 6download
Tóm tắt tài liệu Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 3 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Chọn động cơ điện Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong thời gian ngắn, có momen mở máy ban đầu đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải. Công suất động cơ được xác định theo công thức   N N CT Trong đó: - NCT: Công suất cần thiết. - N : Công suất trên băng tải. Với P là lực kéo băng tải, v là vận tốc băng tải thì công suất trên băng tải là: 66,2 1000 25,1.2125 1000 v.P N  (kW) - η : Hiệu suất truyền động, bằng tích số hiệu suất các bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị, tra theo Bảng 2-1 (TKCTM – NXBGD – 1998). KNOXBRTBRN ....  ηBRN = 0,96 – hiệu suất bộ truyền bánh răng nón. ηBRT = 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ. ηX = 0,96 – hiệu suất bộ truyền xích. ηO = 0,99 – hiệu suất của một cặp ổ lăn. ηKN = 1 – hiệu suất của khớp nối. Suy ra: 86,01.99,0.96,0.97,0.96,0 4  Vậy công suất cần thiết: 1,3 86,0 66,2 N CT  (kW) Cần phải chọn công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết. Chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió. Tra bảng 2P (TKCTM – NXBGD – 1998), chọn động cơ kí hiệu AO2 - 41 – 4. - Công suất động cơ Nđc = 4 (kW) - Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 (vòng/phút) 2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền động chung: t đc n n i  Với nt là số vòng quay của tang: 5,41 575.14,3 25,1.1000.60 D. v.1000.60 n t    (vòng/phút) 35 5,41 1450 i  Mặt khác: i = iRN.iRT.iX = ih.iX. - iRN : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng. - iRT : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 4 - ix : tỉ số truyền của bộ truyền xích. - ih : tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc. Chọn iRN = 0,25ih (0,220,28) iRT = 4. Từ đó 75,8 4 35 i.i xRN  , chọn iRN = 3,5 và ix = 2,5. Kiểm tra lại: i = 3,5.4.2,5 = 35 thỏa mãn yêu cầu. a. Tính công suất trên các trục: Trục I : 07,399,0.1.1,3.NN OKNCT1  (kW) Trục II : 92,299,0.96,0.07,3.NN OBRN12  (kW) Trục III: 8,299,0.97,0.92,2.NN OBRT23  (kW) Trục IV: 66,299,0.96,0.8,2.NN OX34  (kW) b. Tính số vòng quay mỗi trục: Trục I : 1450nn đc1  (vòng/phút) Trục II : 29,414 5,3 1450 i n n RN 1 2  (vòng/phút) Trục III: 57,103 4 29,414 i n n RT 2 3  (vòng/phút) Trục IV: 43,41 5,2 57,103 i n n x 3 4  (vòng/phút) c. Tính momen xoắn cho mỗi trục: 20417 1450 1,3 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 đc CT6 đc  (N.mm) 20220 1450 07,3 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 1 16 1  (N.mm) 67310 29,414 92,2 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 2 26 2  (N.mm) 258183 57,103 8,2 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 3 36 3  ( .mm) 613155 43,41 66,2 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 4 46 4  (N.mm) Bảng hệ thống các thông số tính được: Trục Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV Tỉ số truyền i iRN = 3,5 iRT = 4 ix = 2,5 Số vòng quay n (v/p) 1450 1450 414,29 103,57 41,43 Công suất N (kW) 3,1 3,07 2,92 2,8 2,66 Momen xoắn T (N.mm) 20417 20220 67310 258103 613155 Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 5 II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Bộ truyền xích có thể truyền mômen xoắn và chuyển động từ hộp giảm tốc đến trục tang của băng tải cách xa nhau, có hiệu suất cao và không trượt. Tuy nhiên làm việc không êm, vận tốc tức thời không ổn định, giá thành tương đối cao so với bộ truyền đai… 1.1 Chọn loại xích So với xích răng, xích con lăn có độ bền mòn cao hơn; chế tạo không phức tạp và đắt bằng xích răng. Nên với bộ truyền không yêu cầu làm việc êm, vận tốc làm việc không cao, dùng xích ống con lăn, trước hết dùng một dãy xích. 1.2 Định số răng đĩa xích Số răng đĩa xích càng ít thì xích càng nhanh mòn, va đập của mắt xích vào răng đĩa xích càng tăng, xích làm việc càng ồn; nhưng số răng đĩa xích lớn thì tăng kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích. Do đó tối ưu chọn số răng đĩa xích nhỏ theo bảng 6-3 (TKCTM) với tỉ số truyền i = 2,5 là Z1 = 26 răng. Số răng đĩa xích lớn Z2 = Z1.i = 26.2,5 = 65 răng. 1.3 Định bước xích Bước xích p được chọn theo điều kiện áp suất sinh ra trên bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Hệ số điều kiện sử dụng cbđcoAđ K.K.K.K.K.KK  Trong đó: Kđ = 1,2 vì tải trọng va đập (rung động nhẹ). KA = 1 – Chọn khoảng cách trục A = (3050)t. Ko = 1 – Chọn cách bố trí bộ truyền nằm ngang. Kđc = 1,25 – Trục không không điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích. Kb = 1,5 – Bôi trơn định kì. Kc = 1,25 – Bộ truyền làm việc 2 ca (do mỗi ngày làm việc 16 giờ, mà mỗi ca làm việc 4 + 4 = 8 giờ). Vậy 813,225,1.5,1.25,1.1.1.2,1K  . Hệ số răng đĩa dẫn 962,0 26 25 Z Z K 1 01 z  . Hệ số vòng quay của đĩa dẫn (chọn số vòng quay cơ sở n01 = 200 v/p) 93,1 57,103 200 n n K 1 01 n  . Công suất tính toán Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 6 6,1493,1.962,0.813,2.8,2K.K.K.NN nz  (kW). Tra bảng 6-4 (TKCTM) với n01 = 200 vòng/phút và N=14,6kW chọn được xích ống con lăn một dãy có bước xích  64-10497 OCT mm75,31t  , diện tích bản lề F = 262,2 mm2, có công suất cho phép [N] = 20,1kW. Với loại xích này theo bảng 6-1 (TKCTM) tìm được kích thước chủ yếu của xích tải, tải trọng phá hỏng Q = 70000N, khối lượng 1 mét xích q = 3,73kg. Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa dẫn theo điều kiện n1 ≤ ngh. Với ngh là số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn, tra bảng 6-5 (TKCTM) với t = 31,75mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 26, số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh có thể đến 760v/p. Như vậy, điều kiện trên được thỏa mãn (n1 = 103,57v/p). 1.4 Định khoảng cách trục A và số mắt xích X a. Tính số mắt xích Chọn 40 t A t40A  , số mắt xích tính theo công thức TKCTM) 4-6 (CT A t 2 ZZ t A 2 2 ZZ X 2 1221            46,126 40 1 . 2 2665 40.2 2 6526 X 2            . Lấy số mắt xích X = 126. Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây: 42,1 126.15 57,103.26 X15 nZ L v4 u 11  . Theo bảng 6-7 (TKCTM), số lần va đập cho phép trong một giây là [u] = 25, cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỏa mãn. b. Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn                           2 12 2 2121 2 ZZ 8 2 ZZ X 2 ZZ X 4 t A mm1263 2 2665 8 2 6526 126 2 6526 126 4 75,31 A 22                            . Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm khoảng cách trục A một khoảng mm4A003,0A  . Cuối cùng lấy A = 1259mm. 1.5 Tính đường kính vòng chia đĩa xích Đĩa dẫn: mm263 26 180 sin 75,31 Z 180 sin t d o 1 o1c  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 7 Đĩa bị dẫn: mm657 65 180 sin 75,31 Z 180 sin t d o 2 o2c  . 1.6 Tính lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức N2260 57,103.75,31.26 8,2.15,1.10.6 Ztn Nk10.6 PkR 7 t 7 1  . Trong đó hệ số k1 = 1,15 vì bộ truyền nằm ngang. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 8 2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN RĂNG THẲNG Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng có ưu điểm là có thể truyền momen xoắn với hai trục chéo nhau, làm việc êm. Tuy nhiên, bộ truyền chế tạo phức tạp, lắp ráp khó khăn và kích thước lớn cũng như không gian bố trí rộng trong hộp giảm tốc. 2.1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép thường hóa. - Bánh nhỏ: Thép 45. - Bánh lớn: Thép 35. Cơ tính của hai loại thép này theo bảng 3-8 (TKCTM): - Thép 45: 200HB;mm/N300;mm/N600 2 ch 2 bk  . (Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: 170HB;mm/N260;mm/N500 2 ch 2 bk  . (Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm) 2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn được tính theo công thức:          n 1i ii 3 max i tđ tn. T T .c.60N . Dựa vào đồ thị tải trọng, thấy có 2 chế độ làm việc với thời gian như nhau nên số chu kì làm việc của bánh lớn là:   733 2tđ 10.77,758.315.2.4.29,414.8,01.1.60N  . Số chu kì làm việc của bánh nhỏ là: 77 2tđRN1tđ 10.2,26510.77,75.5,3N.iN  . Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N0 = 10 7 chu kì và   HB.6,2Notx  . Thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên đối với cả hai bánh đều lấy kN ’ = 1. Ứng suất cho phép của bánh lớn:     442170.6,2HB.2Notx2tx   N/mm 2 . Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:     520200.6,2HB.1Notx1tx  N/mm 2 . Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là   4422tx  N/mm 2 . b. Ứng suất uốn cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:   666 2tđ 10.5,6328.315.2.4.29,414.8,01.1.60N  . 66 2tđRN1tđ 10.8,221310.5,623.5,3N.iN  . 1÷3s 4h4h t M 1 ,5 M M 0 ,8 M Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 9 Cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 0,5.10 6 nên cả hai bánh lấy kN ’’ = 1. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 258600.43,0 1  (N/mm 2 ); Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 215500.43,0 1  (N/mm 2 ). Đối với bánh răng lớn làm bằng thép đúc lấy hệ số an toàn n = 1,8 còn đối với bánh nhỏ làm bằng thép rèn lấy hệ số an toàn n = 1,5. Cả hai bánh đều làm bằng thép thường hóa nên lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8. Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức          nK k5,1 nK k '' N1 '' no u . Với bánh nhỏ:   3,143 8,1.5,1 1.258.5,1 1u  N/mm 2 . Với bánh lớn:   5,99 8,1.8,1 1.215.5,1 2u  N/mm 2 . 2.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,4. 2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 3,0 L b L  . 2.5. Tính chiều dài nón L Đối với bộ truyền bánh răng nón răng thẳng áp dụng công thức (3-11 TKCTM)     3 2L 2 2 txRNL 6 2 RN n..85,0 KN i5,01 10.05,1 1iL            108 29,414.3,0.85,0 07,3.4,1 442.5,3.3,0.5,01 10.05,1 15,3L 3 2 6 2         mm. 2.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng: (công thức 3-18 TKCTM)     76,3 15,3.1000.60 1450.3,0.5,01106..2 1i.1000.60 n5,01L2 v 22 RN 1L        m/s. Với vận tốc này, tra bảng 3-11 (TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 7. 2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức đtt K.KK  . Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên Ktt được tính theo công thức gần đúng 2 1K K ttb tt   . Cần xác định d :   64,0 3,0.5,012 15,33,0 )5,01(2 1i 2 L 2 RNL d        . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 10 Tra bảng hệ số tập trung tải trọng Ktt(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng được Ktt = 1,16. Vậy 08,1 2 116,1 K tt    . Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng 3- 13 TKCTM) tìm được Kđ = 1,55. Vậy hệ số tải trọng 67,155,1.08,1K  chênh lệch khá nhiều với hệ số đã chọn sơ bộ (19%). Tính lại chiều dài nón L: 5,114 4,1 67,1 .108L 3  mm. Lấy L = 115mm. 2.8. Xác định môđun và số răng Môđun     45,33,211503,002,0L03,002,0m s  . Chọn ms=3mm. Ta có số răng bánh dẫn: 06,21 15,33 115.2 Z 21    . Lấy Z1 = 21 răng. Z2 = 3,5.21= 74 răng. Tính chính xác chiều dài nón: mm4,1157421.3.5,0ZZm5,0L 2222 1s  . Chiều dài răng: 62,344,115.3,0L.b L  . Lấy b = 35mm. Môđun trung bình     mm55,2 4,115 35.5,04,1153 L b5,0Lm m s tb      . 2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Góc mặt nón lăn bánh nhỏ: '57152857,0 5,3 1 i 1 tg o 11  . Góc mặt nón lăn bánh lớn: '03745,3itg o 22  . Số răng tương đương: Bánh nhỏ: 22 '5715cos 21 cos Z Z o 1 1 1tđ    răng. Bánh lớn: 269 '0374cos 74 cos Z Z o 2 2 2tđ    răng. Tra bảng 3-18 (TKCTM) có hệ số dạng răng: Bánh nhỏ y1 = 0,41; Bánh lớn y2 = 0,517. Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:   21u 2 2 6 1u mmN3,143mmN5,40 35.1450.21.55,2.41,0.85,0 07,3.67,1.10.1,19  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 11 Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:   22u 2 2 1 1u2u mmN5,99mmN1,32 517,0 41,0 5,40 y  . 2.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số quá tải 5,1 M M k qt qt  do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Bánh nhỏ:   21txqt mmN1300520.5,2  . Bánh lớn:   22txqt mmN1105442.5,2  . Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Bánh nhỏ:   21uqt mmN240300.8,0  . Bánh lớn:   22uqt mmN208260.8,0  . Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có []txqt nhỏ hơn :     2 2/326 tx mmN436 29,414.35.85,0 07,3.67,1.15,3 5,335.5,0115 10.05,1     .   2 2txqt 2 qttxtxqt mmN1105mmN5345,1.436k.  . Kiểm nghiệm sức bền uốn Bánh nhỏ:   1uqt 2 qt1u1uqt mmN8,605,1.5,40k.  . Bánh lớn:   2uqt 2 qt2u2uqt mmN2,485,1.1,32k.  . Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền. 2.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Môđun mặt nón lớn: ms = 3 mm. Số răng: Z1 = 21 ; Z2 = 74. Chiều dài răng: b = 35 mm. Chiều dài nón: L = 115,4 mm. Góc ăn khớp: o20 . Góc mặt nón lăn: '5715o 1  ; '0374o 2  . Đường kính vòng lăn (vòng chia): d1 = ms.Z1 = 3.21 = 63 mm. d2 = ms.Z2 = 3.74 = 222 mm. Đường kính vòng đỉnh:     mm8,68'5715cos2213cos2ZmD o 11s1e  .     mm6,223'0374cos2743cos2ZmD o 22s2e  . Đường kính vòng lăn (vòng chia) trung bình: mm4,53 115 35 5,0163 L b 5,01dd 11tb              . mm2,188 113 35 5,01222 L b 5,01dd 22tb              . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 12 2.12. Tính lực tác dụng (công thức 3-51 TKCTM) Đối với bánh nón nhỏ: Lực vòng: N4,634 25.55,2 20220.2 n.Z.m M2 P 1tb 1x 1  ; Lực hướng tâm: N1,222962,0.364,0.4,634cos.tg.PP 111r  ; Lực dọc trục: N5,63275,0.364,0.4,634sin.tg.PP 121a  . Đối với bánh nón lớn: Lực vòng: P2 = P1 = 634,4N ; Lực hướng tâm: Pr2 = Pa1 = 63,5N ; Lực dọc trục: Pa2 = Pr1 = 222,1N . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 13 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là bộ truyền cấp chậm, nó thực hiện truyền chuyển động hay biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các răng trên bánh răng. Bộ truyền này có nhiều ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao. Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy. Tuy nhiên cũng có nhược điểm là công nghệ cắt răng phức tạp, yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo cũng như lắp ráp và có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn. 3.1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép thường hóa. - Bánh nhỏ: Thép 45. - Bánh lớn: Thép 35. Cơ tính của hai loại thép này theo bảng 3-8 (TKCTM): - Thép 45: 200HB;mm/N300;mm/N600 2 ch 2 bk  . (Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: 170HB;mm/N260;mm/N500 2 ch 2 bk  . (Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm) 3.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn được tính theo công thức:          n 1i ii 3 max i tđ tn. T T .c.60N Số chu kì làm việc của bánh lớn là:   733 2tđ 10.9,188.315.2.4.57,103.8,01.1.60N  . Số chu kì làm việc của bánh nhỏ là: 77 2tđRT1tđ 10.6,7510.94,18.4N.iN  . Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N0 = 10 7 chu kì và   HB.6,2Notx  . Thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên đối với cả hai bánh đều lấy kN ’ = 1. Ứng suất cho phép của bánh lớn:     442170.6,2HB.2Notx2tx  N/mm 2 . Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:     520200.6,2HB.1Notx1tx  N/mm 2 . Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là   4422tx  N/mm 2 . b. Ứng suất uốn cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:   666 2tđ 10.1,1588.315.2.4.57,103.8,01.1.60N  . 66 2tđRT1tđ 10.4,63210.1,158.4N.iN  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 14 Cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 0,5.10 6 nên cả hai bánh lấy kN ’’ = 1. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 258600.43,0 1  (N/mm 2); Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 215500.43,0 1  (N/mm 2 ). Cả hai bánh răng đều làm bằng phôi đúc, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,8 và lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8. Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức          nK k5,1 nK k '' N1 '' no u Với bánh nhỏ:   4,119 8,1.8,1 1.258.5,1 1u  N/mm 2 . Với bánh lớn:   5,99 8,1.8,1 1.215.5,1 2u  N/mm 2 . 3.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3. 3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 3,0 A b A  . 3.5. Tính khoảng cách trục A Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thẳng áp dụng công thức (3-9 TKCTM)     3 2A 2 2 RTtx 6 RT n KN i 10.05,1 1iA          3,175 57,103.3,0 92,2.3,1 4.442 10.05,1 14A 3 2 6        mm. 3.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng: (công thức 3-17 TKCTM)     52,1 14.1000.60 29,414.3,175..2 1i.1000.60 An2 v RT 1        m/s. Với vận tốc này, tra bảng 3-11 (TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 9. 3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức đtt K.KK  Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên Ktt được tính theo công thức gần đúng 2 1K K ttb tt   . Cần xác định d : 75,0 2 14 3,0 2 1i d b RT A 1 d      . Tra bảng hệ số tập trung tải trọng Ktt(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng được Ktt = 1,22. Vậy 11,1 2 122,1 K tt    . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PG
Luận văn liên quan