Đồ án Môn học cơ sở thiết kế máy - Thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY : " THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI " Mục lục Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau: Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền. Phần III : Tính và chọn khớp nối. Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục. Phần V : Tính và chọn then. Phần VI : Tính và chọn ổ lăn. Phần VII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác. Phần IX : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép. ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hình 1. Lược đồ hệ dẫn động xích tải 1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai 4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. Băng tải Bảng1 Bảng số liệu cho trước: 1 Lực kéo Băng tải F 3250 N 2 Vận tốc băng tải V 1.85 m/s 3 Đường kính băng tải D 520 mm 4 Thời gian phục vụ Lh 24000 giờ 5 Số ca làm việc 2 ca 6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài a 65 độ 7 Đặc tính làm việc Nhẹ Khối lượng thiết kế 1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3): 01 bản tổng thể 3 hình chiếu 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu 2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3): 3 01 Bản thuyết minh(A4) LỜI NÓI ĐẦU Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức chuyên môn. Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để ta có thể tiếp cận được vói tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn. Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn của thầy Ngô Văn Quyết em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động Băng tải dùng hộp tốc độ bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn. Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu: Đồ án môn học chi tiết máy -Ngô Văn Quyết. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2. Em xin chân thành cảm ơn! Hưng Yên, ngày 15 tháng 8 năm 2010 Sinh viên Tường Ngọc Tú Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. I.I.1. Chọn kiểu loại động cơ: Để thuận tiện và phù hợp với lưới diện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều. Cụ thể hơn ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc với ưu điểm: đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trục tiếp vào lưới điện ba pha không càn biến đổi dòng điện. I.I.2. Kết quả tính toán trên băng tải: a. Momen thực tế trên băng tải: M =P. (1.1) =3250. = 845 N.m P: Lực kéo băng tải D: Đường kính băng tải b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ. Trong thực tế M không phải là hằng số mà biến đổi vì vậy ta tính công suất động cơ theo công thức đẳng trị. P=P=. (1.2) Với : M== (1.3) ==696,8 N.m Và: n= vg/ph (1.4) Với: v = 1,85 m/s D = 520 mm Nên; n=vg/ph Vậy: P=P= c. Công suất đẳng trị trên động cơ P= (1.5) Với Tra bảng 2.3 TTTKHDĐCK tập 1 được: =0,96 được che kín =0,99 được che kín =0,92 để hở = 0,88 để hở. Do đó: = 0,96.0,99.0,92.0,88 = 0,75 P== *Kết luận :Với số đôi cực từ p=2 và công suất động cơ 6,5 kW Tra bảng P1.1 TTTKHDĐCK tập 1: Các thông số kỹ thuật của động cơ điện K Ta chọn loại động cơ K mang nhãn hiệu K160S4 có các thông số: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Vg/ph cos Khối lượng. Kg mm kW Mã lực 50Hz 60Hz K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 9,4 38 Bảng 1.1 Thông số động cơ -Đặc điểm của động cơ điện loại K: Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (nđb) là 1500 vòng/phút, động cơ loại K có phạm vi công suất từ 0,75 KW đến 30 KW lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơn của động cơ 4A. Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động cao hơn 4A và DK. I.II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống (1.6) Mà u= Tra bảng 2.4 TTTKHDĐCK tập 1 =1 =3,1 =2 u=2.3,1.1=6,2 Nên = Vậy ta có kết quả về tỷ số truyền như sau: =3,1 đai thang =2 = 3,44 I.III. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC VÀ LỰC CÁC TRỤC Hình 1.1 Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải I.III.1. Tính toán tốc độ quay của các trục Trục động cơ : n=1450 vg/ph Trục I : n= = vg/ph Trục II: vg/ph Trục III: vg/ph I.III.2.Tính công suất trên các trục Công suất danh nghĩa trên các trục: Động cơ :P= P=6,5 kW; P=6,57..=6,57.1.0,99=6,5 kW. Truc I : Truc II : Truc III: I.III.3.Tính momen xoắn trên các trục Momen xoắn trên các trục: Trục động cơ: Trục I: Truc II: Trục III: Bảng 1.2 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động trục Thông số Trục Khớp nối Trục I Trục II Trục III tỷ số truyền Uk=3,1 U1=3,44 U2=2 Công suất P kw 6,5 5,66 5,38 4,9 số vòng n v/ph 1450 467,74 135,97 67,98 Momen xoắn T N.mm 42810,34 115562,06 377870,11 688364,22 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN II.1 Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai: Truyền động đai hình thang Công suất trên bánh đai nhỏ Pđc=6,5kW Số vòng quay bánh đai nhỏ n=1450 v/ph Theo hình 4.1 chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A Bảng 2.1 Thông số đai Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) bt b h y0 Thang, A 11 13 8 2,8 Thông số kích thước cơ bản của đai. Hình 2.1 Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang Tính toán thông số đai A: -Đường bánh đai nhỏ d1=mm chọn 200mm. (2.1) -Vận tốc đai v==15,18(m/s) (2.2) -Đường kính bánh đai lớn d2=d1.u.(1-ε) Trong đó hệ số trượt : ε=0,01; u=3,1 d2= 200.3,1.(1-0,01)= 613 mm Chọn 630mm theo tiêu chuẩn Tỉ số truyền uthuc=d1/d2=630/200=3,15 Sai số =1,6% < 4% -Khoảng cách trục a: Chọn theo bảng 4.14 TTTKHDĐCK tập 1với u3 a/d2=1,5 a=945 mm. Đk 0,55.(d1+d2)a2.(d1+d2) 456,5a1660 thỏa mãn. -Chiều dài l: Theo công thức 4.4 TTTKHDĐCK tập 1 ta có: l=2a++ (2.3) =2.945++ =3267,13 mm. Chọn 3550mm vì chiều dài 3350mm ít dùng. -Tính lại khoảng cách trục a: a= (2.4) trong đó =3550-=2246,23 ==215 a= =1102,14 mm. Góc ôm =180-57.(d2-d1)/a=180-57.(630-200)/ 1102,14 =158o>120o. -Số đai: Z= (2.5) Hệ số tải trọng động Kđ=1,1 Hệ số =1-0,0025.(180-)=0,945 (=1580) Hệ số chiều dài đai: Cl=0,95 (l/lo=0,8). Với u=3,1 lớn hơn 3Cu=1,14 Và C=1 do Công suất cho phép [P]=5,53 (kW). z==1,2 Chọn z=2 Chiều rộng bánh đai được xác định theo công thức B = (z - 1)t + 2e (2.6) Tra bảng 4. 21-Tr.63 TTTKHDĐCK tập 1 có : t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3mm Vậy: B = (2 -1).15 +2.10 = 35 mm Đường kính ngoài bánh đai da=d+2.ho=200+2.3,3 =206,6 mm. -Lực căng đai ban đầu: Fo=780.P1.Kđ/v..z + Fv. (2.7) -Lực căng do lực li tâm Fv=qm.v2 với qm=0,178 v = 15,18 Fv=41,02 N. Fo=+41.02=235,41 N. -Lực tác dụng lên trục : Fr=2Fo.z.sin()=2.235,41.2.sin(). =924,34 N. Hình 2.2 Lục tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc Bảng 2.2 Kết quả bộ truyền đai Khoảng cách trục aw1 1102,14 mm Góc ôm a1 158o Đường kính bánh đai nhỏ 200 mm Đường kính bánh đai lớn 630 mm Bề rộng của bánh đai B 44 mm Bề rộng của dây đai b 13 mm II. II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH II. II. 1. Chọn loại xích Ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao. Do bộ truyền tải không lớn ta chọn loại xích này. II. II. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọn số răng đĩa xích Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức: z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (2.8) Với uxích = 2 Þ z1 = 29 - 2. 2 = 25 >19 Vậy: z1 = 25 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1 £ zmax (2.9) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2. 25 = 50 (răng) b. Xác định bước xích p Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P. k. kz. kn £ [P] (2.10) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = 5,38kW; Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 48,81 (KW); kz - Hệ số răng ; kz = = = 1 kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,9 Hệ số k được xác định theo công thức: k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2.11) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1,25 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 65o >60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…50)p, ta có: ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2; kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25; Từ (II -20) ta tính được: k = 1,25. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 3 Từ (II -19) ta tính được: Pt = 5,38. 3. 1. 2,9 = 46,81 (KW) Þ Pt = 46,81 KW < [P] = 48,81 KW Với bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, điều kiện p <pmax được thỏa mãn.với số vòng quay max la 300vg/ph Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy: asb = 40p = 40. 50,8 = 2032 (mm); Ta xác định số mắt xích theo công thức: x = + + (2.12) Þ x = + + = 117,89 Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 118, tính lại khoảng cách trục theo công thức: a = 0,25.p (2.13) Theo đó, ta tính được: a = 0,25.50,8 Þ a =2034,65 = 2035 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng: Da = (0,002…0,004)a , ta chọn Da = 0,003a » 6(mm) Þ aw2 = a - Da = 2035 -6 = 2029 (mm) Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = £ [i] (2.14) Þ i = = 1,92 Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 15; Þ i = 1,92 < [i] = 15, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích. c. Kiểm nghiệm xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s = ≥ [s] (2.15) Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Q = 226,8 kN = 226800 N; q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: q = 9,7 kg; kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1, với trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1,2; v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: v = (2.16) Þ v = = 2,88 (m/s) Ft - Lực vòng trên đĩa xích: Ft = (2.17) Ft = = 1868,06 (N) Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (2.18) Fv = 9,7. (2,88)2 = 80,46 (N) F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (2.19) Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền: Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 2029= 30,44 (mm); kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang; do đó: F0 = 9,81. 2. 9,7. 2,029 = 386,15 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 84,3 Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n1 = 135,97 vòng/phút, ta có: [s] = 8,3 Þ s = 84,3 > [s] = 8,3 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. d. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20 - TTTKHDĐCK tập 2, ta xác định được các thông số sau: · Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 405,3 (mm) Ta lấy d1 = 405 (mm) d2 = = = 809,04 (mm) Ta lấy d2 = 809 (mm) · Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 50,8. [0,5 + cotg(180o/25)] = 427,52 (mm) Ta lấy da1 = 428 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 50,8. [0,5 + cotg(180o/50)] = 832,84 (mm) Ta lấy da2 = 833 (mm) · Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (2.20) với dl = 28,58 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1. Nên r = 0,5025.28,58 + 0,05 = 14,41 (mm) do đó: df1 = 428 - 2. 14,41 = 399,18 (mm) , ta lấy df1 = 399 (mm) df2 = 833 - 2. 14,41 = 804,18 (mm) , ta lấy df2 = 804 (mm) * Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: sH = 0,47. £ [sH] (2.21) Trong đó: [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - TTTKHDĐCK tập 1; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1868,06 (N) Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. nII. p3. m (2.22) => Fvd1 = 13. 10-7. 135,97. (50,8)3. 1 = 2,72 (N) kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy); Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ); kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- TTTKHDĐCK tập 1, với z1 = 25 Þ kr1 = 0,4; E = - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 MPa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 645 (mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được: - Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. = 401,77 (MPa) Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 50 Þ kr2 = 0,24; Fvd2 = 13. 10-7. nIII. p3. m = 13. 10-7. 67,98. (50,8)3. 1 = 11,59 (N) sH2 = 0,47. = 197,21 (MPa) Như vậy: sH1 = 401,77 MPa < [sH] = 600 MPa ; sH2 = 197,21 MPa < [sH] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C× 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 50 > 50 và vận tốc xích v = 2,88 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. e. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích Hình 2.3 Lực tác dụng lên xích Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.23) Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Fr = kx. Ft (2.24) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1868,06 (N); Fr = 1,05. 1868,06 = 1961,46 (N) Hình 2.4 Hình vẽ mặt cắt xích Bảng 2.3 Bảng thông số bộ truyền xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục a = 2029 mm Số răng đĩa chủ động z1 = 25 Số răng đĩa bị động z2 = 50 Tỷ số truyền uxích = 2 Số mắt của dây xích x = 118 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 405 mm Bị động: d2 = 809 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 =428 mm Bị động: da2 =833 mm Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 399 mm Bị động: df2 = 804 mm Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 31,75 mm Bước xích p = 50,8 mm II.2- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG II. III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN II. III. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất trung bình thấp (P = 7,5 kW) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: H1 ≥ H2 + (10…15)HB. Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn: · Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn: HB = (241…285) ; + Giới hạn bền: sb1 = 850 MPa ; + Giới hạn chảy : sch1 = 580 MPa ; Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 250. · Bánh răng lớn (bánh răng 2) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn : HB = (192…240) ; + Giới hạn bền : sb2 = 750 MPa ; + Giới hạn chảy : sch2 = 450 MPa ; Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 240. II. III. 2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức sau: [sH] = . ZR .Zv .KxH .KHL (2.25) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (2.26) Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức (2.25) và (2.26) trở thành: [sH] = (2.27) [sF] = (2.28) Trong đó: s và s lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có: s= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; s = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có: s = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa; s = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa; s = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ; s = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ; KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ; KHL , 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: KHL = (2.29) KFL = (2.30) Trong đó: 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 kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; Với: NHO = 30.H (2.31) -> NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789 NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép; NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. (2.32) NFE = 60.c. (2.33) Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i; Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng. Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): c = 1; nI = 467,74vòng/phút ; với bánh răng lớn (bánh răng 2): c = 1; nII = 135,97vòng/phút. Þ NHE1 = 60. 1. 467,74.. = 121420280 NHE2 = 60. 1. 135,97. . =35296351 NFE1 = 60. 1. 467,74. . = 31051878 NFE2 = 60. 1. 135,97. . = 9026647 Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2 . KHL1 = 1 , KHL2 = 1; KFL1 = 1 , KFL2 = 1. Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được: [sH]1 = = 518 MPa; [sH]2 = = 500 MPa; [sF]1 = = 257,143 MPa; [sF]2 = = 246,857 MPa. Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [sH]1 và [sH]2 . Þ [sH] = 500 MPa. + Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức: [sH]max = 2,8sch (2.34) [sF]max = 0,8sch (2.35) Þ [sH1]max = 2,8. 580 = 1624 MPa; [sH2]max = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8. 580 = 464 MPa; [sF2]max = 0,8. 450 = 3