Đồ án Bản vẽ lắp: hộp giảm tốc, bánh răng

HỌC VIỆN PHÒNG KHÔNG – KHÔNG QUÂN KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY (Đề số 04) Giáo viên hướng dẫn: Phạm Đức Cảnh Học viên thực hiện: Nguyễn Như Hiền Lớp: Máy bay động cơ 10 Đơn vị: c72 – d7 Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010 LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở chuyên ngành giúp cho học viên học tập các môn chuyên ngành sau này được tốt hơn. Đặc biệt trong quá trình học của môn học có 1 phần làm đồ án môn học dành cho học viên. Đây là đồ án đầu tiên của ngườ học viên giúp cho học viên làm quen với việc thiết kế, chế tạo các chi tiết máy trong một hệ thống dẫn động - là công việc chủ yếu của người kỹ sư cơ khí. Mục đích giúp học viên biết phương hướng nghiên cứu, lựa chọn tối ưu khi thiết kế, rèn luyện kĩ năng tính toán để thực hành thiết kế một số chi tiết máy đơn giản, đồng thơì giúp học viên tổng hợp một số kiến thức cơ bản về sức bền, vẽ kĩ thuật và biết cách tra cứu sổ tay, tài liệu, … Trong đồ án này nhiệm vụ chủ yếu là thiết kế và lắp đặt hệ thống dẫn động băng tải gồm bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích. Các phần tính cơ bản là: tính chọn động cơ điện, tính toán các bộ truyền cơ khí, then, chọn ổ lăn, chọn vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy chuẩn khác. Nhiệm vụ cuối cùng là thực hiện bản vẽ lắp: hộp giảm tốc, bánh răng. Đây là bước giúp học viên rèn luyện tính thận trọng, tỉ mỉ và đầu óc tư duy sáng tạo để hoàn thành nội dung công việc được giao. Lầ đồ án đầu tiên trong quá trình học tập tại Học viện Phòng không không quân nên trong quá trình làm không thể tránh được sai sót do kiến thức còn hạn chế rất mong sự tạo điều kiện giúp đỡ, hướng dẫn, chỉ bảo của các đồng chí giảng viên trong bộ môn. Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010 Người thực hiện Nguyễn Như Hiền MỤC LỤC Phần Nội dung Trang I I II III IV Tính chọn động cơ Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền Kiểm nghiệm động cơ Tính toán và phân phối tỉ số truyền Các thông số động học và lực của các trục 04 06 06 06 II A B C Thiết kế, tính toán các bộ truyền Tính toán thiết kế bộ truyền đai Tính toán bộ truyền bánh răng Tính toán bộ truyền xích 08 13 20 III Tính toán thiết kế trục Tính toán thiết kế trục dẫn bánh răng nhỏ 28 PHẦN I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.Chọn loại động cơ điện : Vì khả năng sử dụng rộng rãi, kết cấu đơn giản ,độ làm việc tin cậy, giá thành rẻ và dễ bảo quản, đối với hệ thống dẫn động băng tải đã yêu cầu ta chọn động cơ đồng bộ 3 pha. Để tránh các tác động cơ học từ bên ngoài, động cơ cần trang bị lưới bảo vệ kín. Động cơ được chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau : Không phát nóng quá nhiệt cho phép Điều kiện mở máy : Điều kiện quá tải : 2.Các kết quả tính toán trên băng tải : a. Momen thực tế trên băng tải: b. Vận tốc vòng của băng tải: - Vận tốc góc của băng tải : (rad/s)M - Vận tốc vòng của băng tải: (vòng/phút) c. Số vòng quay đồng bộ của động cơ: Trong đó : f là tần số dòng xoay chiều với f = 50Hz p là số đôi cực từ , chọn p = 4 (vòng/phút) d. Momen đẳng trị trên trục băng tải: = Trong đó : (Nm), : thời gian mở máy,do quá nhỏ nên ta lấy =0. : thời gian toàn tải : thời gian non tải Thay các giá trị trên vào công thức, ta có : (Nm) với Nm e. Công suất đẳng trị trên trục băng tải: (kW) f. Công suất đẳng trị trên trục động cơ: Trong đó : Với: + Hiệu suất khớp nối: + Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn: + Hiệu suất một cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc: + Hiệu suất bộ truyền xích: + Hiệu suất bộ truyền đai: Tra bảng ta có , , , (kW) Để hệ thống dẫn động băng tải làm việc bình thường, ta chọn và động cơ có số vòng quay trung bình đảm bảo tỷ số truyền của hệ thống hợp lý, đảm bảo hệ số công suất . Dựa vào bảng P1.1 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn động cơ điện sau: ` Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc quay vg/ph cos f = 50Hz 4A112MA8Y3 2,2 750 0,71 2,2 1,8 II/ Kiểm nghiệm động cơ: 1. Kiểm nghiệm quá tải: Theo điều kiện , Nm → Nm Ta có: > → Vậy điều kiện quá tải thỏa mãn. 2. Kiểm nghiệm mở máy: Theo điều kiện Lại có Vậy điều kiện mở máy thoả mãn. III. Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền Mà Tra bảng 2.4 trang 21 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí: uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc ung : tỉ số truyền ngoài hộp ukn : tỉ số truyền của khớp nối () Tra bảng ta lấy: , uh : Tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng IV. Các thông số động học và lực của các trục: 1. Tốc độ quay của các trục: Trục động cơ: (vòng/phút) Trục I: (vòng/phút) Trục II: (vòng/phút) Trục III: (vòng/phút) Trục IV: (vòng/phút) 2. Công suất trên các trục: Trục động cơ: (kW) Trục I: (kW) Trục II:(KW) Trục III: (KW) Trục IV: (KW) 3. Mômen xoắn trên các trục: Trục động cơ: Tdc= (Nm) Trục I: (Nm) Trục II: (Nm) Trục III: (Nm) Trục IV: (Nm) Vậy ta có bảng kết quả sau: Trục Thông số Trục động cơ I II III IV Tỉ số truyền 1 5 5,45 5 Tốc độ quay (vòng/phút) 750 750 150 27,52 5,5 Công suất (kW) 1,993 1,98 1,89 1,8 1,643 Momen xoắn (Nm) 25,403 25,212 120,33 624,64 2852,85 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai: ; ; Ở đây: Trục dẫn quay với vận tốc của trục động cơ(trục I) Trục bị dẫn là trục II với 1. Chọn loại đai: Momen xoắn trên trục dẫn (Nm) Theo bảng 4.13 tr59 tập1 TTTKHDĐCK ta có thể chọn loại đai hình thang Б Loại đai Kí hiệu Kích thước mặt cắt Lo h Mặt cắt thường Б 14 17 10,5 4,0 138 3350 140 h yo bo b 2. Xác định đường kính bánh đai: a. Bánh đai nhỏ: Đường kính bánh đai nhỏ: *Tính vận tốc đai: m/s b. Bánh đai lớn: Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức: Trong đó: : tỉ số truyền đai : đường kính bánh đai nhỏ : hệ số trượt. Chọn → mm Chọn đường kính đai tiêu chuẩn là mm c. Tỷ số truyền thực tế là: Sai số của tỷ số truyền là: Đai đó chọn thoả mãn điều kiện. 3. Chọn chiều dài sơ bộ khoảng cách trục là: 4. Tính chiều dài đai L (mm): → Chọn đai theo tiêu chuẩn là: L = 3350 mm Số vòng chạy của đai là : lần 5. Xác định khoảng cách chính xác trục a: → mm Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục Thoả mãn 6. Tính góc ôm : Tính theo công thức: với điều kiện thỏa mãn điều kiện. 7. Tính số đai cần thiết : được tính theo hình 13.14 : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm → : hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai l/l0=3350/3350=1;→ : hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền, bảng 4.17: =1,14 : hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ: Số ca làm việc là 2, → =1,1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dãy đai, bảng 4.18, =1 Vậy số đai tính là:đai Chọn số đai Z = 2 đai 8. Chiều rộng bánh đai: B t = 19 mm; e = 12,5 mm Chiều rộng bánh đai: 9. Lực tác dụng lên trục đai: (Fr) - Xác định lực vòng: Tra bảng 4.22 tập 1,TTTKHDĐCK ta có =0,178 Vậy (N) - Xác định lực căng ban đầu: - Xác định lực tác dụng lên trục 10. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ dây đai: Tính : chọn E = 100 Mpa, Tính : Tính : Tính : Tính tuổi thọ của đai: Trong đó: : Giới hạn mỏi : hệ số kể đến sự ảnh hưởng khác nhau của trên các bánh đai nhỏ và lớn : Số bánh đai m=11: bậc đường cong mỏi, vì là đai hình thang năm Vậy số lần thay đai là: lần. → Vậy ta phải thay đai 13 lần trong 23000h làm việc.  B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 1. Chọn vật liệu - Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu đặc biệt gì về vật liệu, để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau : cụ thể chọn thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 ¸15 đơn vị Bánh nhỏ: + Thép 45 tôi cải thiện; + Đạt độ rắn HB=(241…285) + Giới hạn bền + Giới hạn chảy Chọn độ rắn bánh nhỏ HB=260 Bánh lớn: + Thép 45 tôi cải thiện; + Đạt độ rắn HB=(192…240) + Giới hạn bền + Giới hạn chảy Chọn độ rắn bánh lớn HB=250 2.Xác định ứng suất cho phép: a. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác đinh theo công thức: Công thức tính: Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc + Zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + KHL: Hệ số tuổi thọ khi xét sức bền tiếp xúc. + SF: Hệ số an toàn khi tính về uốn, = 1,75 + YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trng ứng suất. YS=1,08 – 0,0695 ln(m) + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn + KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, ở đây = 0,7 + KFL: Hệ số tuổi thọ ảnh hưởng đến độ bền uốn. Trong bước tính sơ bộ lấy: và , do đó công thức trên trở thành: (1) (2) Ta có: ; S; ; Thay số vào ta được: * Tính hệ số KHL và KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau: Ở đây: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤350; NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; → NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với tất cả các loại thép NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: Với: + C: số lần ăn khớp trong một vòng, C=1 + nIII: số vòng quay trong một phút, nIII = 27,14 (v/p) + : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét, Thay số vào ta có kết quả: (h) → NHE1> NHO1; NFE1>NFO1 Tính toán tương tự ta có kết quả: NHE2> NHO2; NFE2>NFO2 Ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO khi đó có kết quả KHL = 1 và KFL = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và đường giới hạn uốn không thay đổi). Từ công thức (1) và (2) ta có các kết quả sau: ; ; ; Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của và nhưng không vượt quá 1,25. Ta có: b. Kiểm tra sơ bộ ứng suất: 1,25=1,25.518,18= 647,73 Mpa>500Mpa ==> thỏa mãn yêu cầu c. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải là: ; Thay số ta có: [H1] max=2,8.ch1=2,8.580 =1624 MPa; [H2] max=2,8.ch2=2,8.450 =1260 MPa; [F1] max=0,8.ch1=0,8.580 = 464 MPa; [F2] max=0,8.ch2=0,8.450 = 360 Mpa; 3. Xác định các thông số của bánh răng a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức: + Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng 6-5(TKDĐCTM tr96) với cặp bánh răng, răng nghiêng thép – thép Ka = 43Mpa1/3 + T – mômen xoắn trên trục chủ động. T=120,33.103 Nmm + []ứng suất tiếp xúc cho phép. + - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. + ba,bd- là các hệ số: Tra bảng 6.6 Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 Thay các giá trị vào ta được: Lấy b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ: - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng (6.5) ta chọn → =67,5 c. Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định môđun: m = (0,01 ¸0,02). Để thống nhất trong thiết kế và dựa theo bảng (6.8) ta chọn môđun tiêu chuẩn là m = 3; + Xác định số răng, với bánh răng trụ răng nghiêng => góc nghiêng chọn= 20 và hệ số dịch chỉnh x: +Tính số răng nhỏ: (răng); Chọn số răng =15(răng); Từ =15 ta tính được : =.=5,45.15=81,75(răng) → Vậy =81 răng. Tính lại góc nghiêng theo công thức => Tính lại số răng bánh nhỏ: Lấy z1 = 16 và z2 = 81 Tỷ số truyền thực tế: Khoảng cách trục thực tế: 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Áp dụng công thức Hec ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thoả mãn điều kiện: [H] Trong đó : ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: tra bảng 6 - 5 tr 96 sách TKCTM Tập I được ZM = 274 Mpa ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Với: - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: : góc nghiêng profin gốc theo TCVN1065 : =20 Do đó: Theo công thức (6.37) Với là chiều rộng vành răng Khi tính gần đúng ta có thể xác định theo công thức: Hệ số trùng khớp dọc được tính: : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; Vận tốc vòng của bánh nhỏ Theo bảng (6.15) có : Theo bảng (6.16) có : Áp dụng công thức (6.42) : Do đó ta có: Với ta chọn cấp chính xác 9→ Ta có: Với v = 0,45(m/s) < 5m/s ,,với cấp chính xác là 9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám do đó .Với ; Với (công thức 6.1 và 6.1a) Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo công thức (6.34) ta có : Với: (tra bảng 6.7) (tra bảng 6.14) Theo công thức (tra bảng 6.47) u Với (tra bảng 6.15) (tra bảng 6.16) Suy ra : u Theo công thức (6.46) ta có : Do đó = 1,37.1,15.1,01 = 1,591 Ta có Số răng tương đương : Theo bảng (6.18) ta được Với hệ số dịch chỉnh Với m = 3 thì : =1 độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất độ nhám bề mặt lượn chân răng. Do đó theo (6.1) và (6.2) : = 464 Mpa Tương tự ta tính được : Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức trên ta có : 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải: Theo (6.48) với Theo (6.49) Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải. → Ta có kích thước của bánh răng: + Đường kính vòng chia + Đường kính đỉnh răng + Đường kính đáy răng Các thông số và kích thước bộ truyền Khoảng cách trục Môđun pháp Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền ,1 Góc nghiêng của răng Số bánh răng Hệ số dịch chỉnh C. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I. Chọn loại xích: Để phù hợp với yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền như đã tính toán, vận tốc không lớn nên ta có thể chọn loại xích con lăn. II. Xác định thông số của xích và bộ truyền xích 1. Chọn số răng đĩa xích Tính số răng đĩa nhỏ (răng) Vậy số răng đĩa lớn: (răng) Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích : 2. Bước xích p. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Muốn vậy áp suất po trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện Ft : Lực vòng. A : Diện tích mặt tựa bản lề . [po] : áp suất cho phép Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được cho theo công thức (5.3): Pt =P.k.kz.kn£ [P] (1) Trong đó: + Pt – Công suất tính toán(kW) + P – Công suất cần truyền P = P2 =1,8 (kW) + Với n01= 200 (v/p). Theo bảng (5.5) [43,57,58,59] có kết quả - công suất cho phép; [P] = 19,3(kW), có bước xích 31,75mm + k – Hệ số sử dụng. + kz – Hệ số răng . + kn – Hệ số số vòng quay. +) Xác định hệ số răng kz theo: kz= z01/ z1 Với z01= 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác định bằng thực nghiệm. z1=19 số răng đĩa nhỏ chọn ở trên. => kz= z01/ z1= 25/19 = 1,32 +) Xác định hệ số số vòng quay kn: kn= n01/ n1 Với: n01= 200 (v/p) n1= n2= 27,52 (v/p) => kn= n01/ n1 = 200/27,52= 7,27 +) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức : k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 (TR.82,TTTKHTDĐCK-T1): ko – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Đường nối tâm hai đĩa xích so với đường nằm ngang nhỏ hơn 40° => ko=1 ka – Hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Chọn a = 40p => ka=1 kdc – Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.Vị trí trục không điều chỉnh được=> kdc=1 kbt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi trơn bình thường=> kbt=1,3. kđ – Hệ số tải trọng động, xét đến tính chất tải trọng. Tải trọng va đập nhẹ=> kđ=1,2 kc – Hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền. Làm việc 2 ca => kc=1,25. Thay các hệ số xét đến tra được vào công thức trên ta có: k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc = 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 = 2,438 Thay vào công thức (1): Pt =P.k.kz.kn=1,8.2,438.1,32.7,27= 42,11(kW) Theo bảng[43,57,58,59].(5.5) với n01= 200 (v/p) và điều kiện Pt £ [P],chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p=44,45mm thoả mãn điều kiện mòn: Pt =42,11(kW)£ [P] =43,7(kW) Vận tốc vòng của bộ truyền xích: -Khoảng cách trục và số mắt xích. Với tỉ số truyền ux = 5 chọn sơ bộ khoảng cách trục: a = 40.p = 40.44,45 = 1778mm Theo công thức (5.12)ta tính được số mắt xích x: Lấy số mắt xích là chẵn x=142 Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) : Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ,cần giảm bớt khoảng cách trục a: Da=(0,002 .. 0,004) a*=(0,002 .. 0,004).1809=(3,618 ..7,236)mm Giảm đi một lượng Da=7mm Vậy khoảng cách trục chính xác là: a=1801mm Số lần va đập i của bản lề xích trong 1s là: (lần/s) Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i]=25(lần/s) => đảm bảo điều kiện i < [i] 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Bộ truyền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc và có thể bị quá tải lớn khi mở máy. Do đó cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn (2) Trong đó: Q(N) – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2[43,57,58,59] ứng với xích con lăn một dãy có bước xích p = 44,45 => Q=172400N. + kd– Hệ số tải trọng động kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ) + Ft – Lực vòng Ft=1000.P/v(N) + Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra(N) + Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra (N) + [s] – Hệ số an toàn cho phép theo bảng 5.10 ta tra được [s] = 7 +) Lực vòng được xác định theo công thức sau: Ft=1000.P/v=1000.1,724/0,39= 4420,51(N) +) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo: Fo=9,81.kf.q.a Với: + kf – Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí của bộ truyền Với f=(0,01…0,02)a=(0,01…0,02)1801mm và theo chỉ dẫn [43,57,58,59],Tập 1 ,trang 85 đối với bộ truyền nằm ngang lấy kf=6 + q – Khối lượng một mắt xích (theo bảng 5.2) ứng với xích con lăn 1 dãy có bước xích p=44,45mm => q=7,5kg a – Khoảng cách trục (m) a=1801mm=1,801m => Fo= 9,81.kf.q.a = 9,81.6.7,5.1,801 =795,05(N) +) Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv: Fv= q.v2 = 7,5.0,392 = 1,141(N) Thay các giá trị trên vào công thức (2) ta có: 4. Đường kính đĩa xích. - Đường kính vòng chia và : lấy lấy - Đường kính vòng đỉnh và : Lấy Lấy - Đường kính vòng chân df1 và df2 df1= d1-2r - Với r =0,5025. d’1+0,05 theo bảng (5.2)[43,57,58,59] ta được d’1=19,05mm Do đó : df1= 270 – 2.9,6223 = 250,76mm Lấy df1= 251mm df2= d2-2r=1345 – 2.9,6223 = 1325,76mm Lấy df2= 1326mm * Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích . - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18): Trong đó: + kr – Hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc vào z ,với z1 =19kr1=0,47 + kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.Do bộ truyền chỉ có 1 dãy kd=1 + Kd – Hệ số tải trọng động Kd=1,2 + Ft – Lực vòng(N) , Ft = 4420,51 (N) + Fvd– Lực va đập trên 1 dãy xích (N) Fvd=13.10-7.n3.p3=13.10-7. 27,53.44,453=3,1(N) + E – Môđun đàn hồi E=2,1.105MPa + A – Diện tích chiếu của bản lề, ứng với p=44,45 mm → A=473mm2 (theo bảng 5.12) - [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa), bảng5.11[43,57,58,59] - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1: Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suet tiếp xúc cho phép [sH] = 600MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. - Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 : Trong đó : z2 =95kr2=0,2 Fvd=13.10-7.n4.p3=13.10-7. 5,5.44,453=0,62(N) - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2: Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp cho phép Kết luận : với và vậy cả hai đĩa xích đều đảm bảo thoả mãn độ bền tiếp xúc. 5. Các lực tác dụng lên trục. Lực căng trên nhánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2 : F1=Ft+F2 F2=Fo+Fv Trong tính toán thưc tế có thể bỏ qua Fo và Fv nên F1=Ft .vì vậy lưc tác dụng lên trục đươc tính theo công thức : Fr=kxFt Trong đó : kx - hệ số kể đến trọng lượng xích; kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang. Ft – Lực vòng(N) ,