Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Đề Số 21: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Mục lục Phần 1 : Tính toán động học 1.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền………………….. Trang 2 Bảng số liệu của hộp giảm tốc …………………………….. Trang 4 Phần 2 :Thiết kế và tính toán các bộ truyền 1.Tính toán bộ truyền xích…………………………………..Trang 5 2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc………………..Trang 8 3.Tính bộ truyền bánh răng………………………………… Trang 14 Phần 3 :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn 1. Tính toán thiết kế trục…………………………………….Trang 20 2. Chọn ổ lăn……………………………………………….. Trang 32 Phần 4 :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc……………..... Trang 39 Phần 5 : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai ……………….. Trang 43 Phần 1 :Tính toán động học. 1.Chọn động cơ +/Xác định công suất đặt trên trục động cơ: Pđ/cơ > Py/cầu Ta có: Pc/tác= = = 3,75 (kW) F : lực kéo băng tải F= 5000 N v :vận tốc băng tải v= 0,75m/s :hiệu suất truyền động Trong đó: : hiệu suất nối trục :hiệu suất của một bộ truyền trục vít-bánh vít :hiệu suất của một cặp bánh răng :hiệu suất của một cặp bánh răng :hiệu suất của một bộ truyền xích Dùng bảng 2.3 ta có: =0,99 =0,78 =0,97 =0,993 =0,93 =>0,99 . 0,78 . 0.97 . 0,9934 . 0,93=0,70 Pcầnthiết = = kW Ta có : Py/cầu = Pcầnthiết . : hệ số làm việc nhiều tải khác nhau . Pi : tải trọng thứ i có công suất Pi P1 : công suất lớn nhất tck : thời gian làm việc trong một chu kì ti : thời gian làm việc ứng với tải trọng thứ i Tmm= 1,5T1 T2 = 0,8T1 t1 = 4h t2 = 4h tck=8h; = =0,90 Py/cầu=5,36 . 0,90=4,82 kW +/Xác định tốc độ động cơ điện Ta có : nsb = nct . usb nct: số vòng quay trên trục công tác nct= v : vận tốc băng tải D :đường kính tang tải D = 320mm => nct= = 44,78 (vg/ph) usb:tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ truyền usb = uh . un un : tỉ số truyền ngoài (xích) Tra bảng 2.4: uh=40 un = 1,6 ( un nhỏ vì bài cho v = 0,75 m/s lớn quá , do đó nsb sẽ lớn và không có động cơ nào thỏa mãn . Ta lấy uh là giá trị nhỏ nhất của tỉ số truyền trong bộ truyền trục vít bánh răng , do đó tỉ số truyền của xích sẽ nhỏ un = 1,6) =>usb = 1,6 . 40 = 64 =>nsb = 44,78 . 64 = 2866 (vg/ph) Điều kiện chọn động cơ điện: Pđcơ > Py/cầu nsb nđồng bộ Chọn động cơ 4A100L2Y3 có P = 5,5 (kW) , nđcơ = 2880 (vg/ph) , Tk/Tdn = 2; thỏa mãn yêu cầu. 2.Phân phối tỉ số truyền Tỷ số truyền của hệ dẫn động: uch = 64,31 uch=uhộp . ungoài ungoài = 1,6 (trường hơp đăc biệt); => uh=uch/ung=64,31/ 1,6 = 40,19. Theo hình 3.24 với c= 2,4 ta tra được tỉ số truyền u1 của bộ truyền trục vít _bánh răng là u1 = 9 ( Kinh nghiệm ) => u2 = = 4,44 Tính lại tỉ số truyền của xích ux = = = 1,61 3. Tính công suất, số vòng quay, mômem xoắn trên các trục +/Tính công suất trên các trục: Pct = Ptg = P3= P2= P1= Pđc= +/Số vòng quay trên các trục n1 = ndc = 2866 (v/ph) n2 = n1 /utv=2866 / 9 = 318,4 (v/ph) n3 = n2/ubr = 318,4/.4,44 = 71,7 (v/ph) nct = n3/ux = 71,7/1,6 = 44,8 (v/ph) +/Mômen xoắn trên các trục T= (Nmm) Ttg= (Nmm) T3= (Nmm) T2= (Nmm) T1= (Nmm) 4.Bảng thông số: Trục Trụcđ/c Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục ct P(kw) 5,36 5,27 4,08 3,93 3,75 u 9 4,44 1,61 n (v/f) 2880 2860 318,4 71,7 44,78 T(Nmm) 17860 17560 122374 523452 799386 Phần 2 :Thiết kế và tính toán các bộ truyền Thiết kế bộ truyền xích: Số liệu cho trước : -Công suất trên trục dẫn : P3 =3,93 (kW) -Số vòng quay của trục dẫn : n3 = 71,7 (vg/ph) -Tỉ số của bộ truyền xích : ung = 1,61 1.Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ ,vận tốc thấp nên trọn loại xích con lăn 2.Xác định các thông số z1 , z2. Chọn z1 sao cho z1 = 29 - 2u 19 Lấy z1 = 25 răng. =>z2 = u.z1 = 1,61 . 25 =40,25 .Lấy z2 = 40 3. Chọn bước xích p theo công thức : Pt [P]. Công suất tính toán: Pt = P3 . k . kz . kn Trong đó: +) k : hệ số sử dụng. k = kđ . ka . ko . kđc . kb . kc -kđ : hệ số tải trọng động Làm việc êm => kđ = 1 -ka : hệ số xét đến chiều dài xích Chọn a = 40t =>ka = 1 -ko : hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền ko = 1 -kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích kđc = 1,1 (dùng đĩa căng xích hoặc con lăn căng xích) - kb : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Chọn chất lượng bôi trơn 2 =>kb=1,3 -kc: hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Làm việc 2 ca : kc = 1,25 =>k = 1 . 1,1 . 1,1 . 1,3 . 1,25 = 1,7875 +)kz : hệ số răng kz = +)kn : hệ số vòng quay chọn n01 = 50 (vg/ph) kn = Vậy Pt = P3 . k . kz . kn = 3,93 . 1,7875 . 1 . 0,697 = 4,90(kW) Theo bảng: ta chọn p = 31,75 mm thỏa mãn Pt = 4,90 (kW) < [P]=5,83(kW) Ta chọn lại với bước xích nhỏ hơn , 2 dãy xích . Khi đó bước xích được chọn phải thỏa mãn điều kiện: Pd = [P] Với xích 2 dãy thì Kd = 1,7 (xích 2 dãy) => Pd = kW Theo bảng => p = 25,4 Thỏa mãn Pd [P] =3,2 kW 4.Xác định a: asơbộ = 40.p = 40 . 25,4 = 1016 mm Số mắt xích theo công thức: x = Chọn số mắt xích x = 112(mắt xích) a =1008 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm bớt a = ( 0,002 ) a Chọn = 0,003.a = 0,003 . 1008 =3,024 =>a = 1005 mm 5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện: sH1= [sH] -[sH] :ứng suất tiếp xúc cho phép -kr=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng trang 87) -Kđ=1 : hệ số tải trọng động (bảng5.6 tr.82[TL1]) -kd=1,7 :hệ số phân bố không đều tải trọng không đều cho các dẫy (2dẫy xích) - Fvđ =13.10-7.n1.p3.m :lực va đập trên m dãy xích =13.10-7 . 71,7 . 25,43 . 2 = 3,05 (N) -E=2,1.105 MPa :môđun đàn hồi của thộp -A=306 mm2 :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1]) -v(m/s) Lực vũng Ft 5178(N) => sH1= MPa < 600 (MPa) Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng suất tiếp xỳc cho phép [s]=550Mpa Đĩa 1 cú =550 MPa Đĩa 2: sH2 cũng thoả mãn. 6. Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta cú: s = Q: tải trọng phá hỏng (N); Theo (b5.2) tr.78[TL1]: +) Q =113400N ; q=5kg; +) Kđ=1,7 +) Ft : lực vòng Ft = 5178N +) F0 = 9,81.kf.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Với : -a :khoảng cách trục -kf: hệ sốphụ thuộc vào độ võng của xích và vị trí bộ truyền kf=4 (bộ truyền nghiêng 1 góc dưới 40 độ) -q = 5 kg =>Fo = 9,81 . 4 . 5 . 1,005 = 197,181 N. +) Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v2 =>Fv = 5 . 0,7592 = 2,88 (N) Vậy thay số s = Theo bảng 5.10 với n=71,7 vg/ph , [s] 7,5 s>[s] Bộ truyền đảm bảo đủ bền 7.Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = kx . Ft=1,15 . 5178= 5955 (N); (do kx=1,15 với bộ truyền nghiêng1 góc nhỏ hơn 40 độ) Bảng các thông số: CS cho phép : [P]=3,2KW (2dẫy xích) Khoảng cách trục: a =1005mm Bước xích: p = 25,4 mm Đường kính đĩa xích: d1/d2=202,6/323,7 mm Số dãy xích: m =2 Số răng đĩa xích: z1/z2=25/40 Số mắt xích: x=112 Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2) bm= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15 =31,76 mm 8.Đường kính đĩa xích da1 = p [0.5 + cotg()] =25,4[0,5 + cotg(180/25)] = 213,7 mm da1 = p [0.5 + cotg()] =25,4[0,5 + cotg(180/40)] = 335,4 mm df1 = d1 – 2 . r = 202,6 – 2 . 8,029 = 186,54 mm Với r = 0,5025.dl + 0,05 =0,5025.15,88 +0,05 (dl = 15,88 theo bảng ) df2 = d2 - 2 . r = 323,7 - 2 . 8,029 = 307,6 mm Thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít Số liệu cho trước: T2 = 122374 Nmm n1 = ntrucvít = 2866(vg/ph) u1 = 9 1.Tính sơ bộ vận tốc trượt vsb= 4,5.10-5 . n1 . =4,5.10-5 .2866 . =6,4> 5m/s -Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với vsb>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít (Mác ÁpOH ) -Trục vít làm bằng thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45. 2.Theo bảng 7.1 với ÁpOH đúc li tâm sb=290 (MPa ) , sch = 170 (MPa); +/ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH]=[sHO].KHL( theo công thức7.2); Trong đó: [sHO] :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ [sHO]= 0,9sb = 0,9.290 = 261(MPa); KKL :hệ số tuối thọ KKL=; Với NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE= 60. = 60. = 60..19000(0,84 . 0,5 +1 . 0,5) = 256.106 NHE > 25.107 =>NHE =25.107 Vậy KKL==0,669; =>[sH] =261 . 0,669 = 175 (MPa); +/ứng suất uốn cho phép: [ sF] = [sF0].KFL; [sF0] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ do bộ truyền quay một chiều nên Với bộ truyền làm việc 1 chiều: [sF0] =0,25.sb+0,08.sch= 0,25.290+0,08.170 = 86,1(MPa); KFL :hệ số tuổi thọ KFL=; Với NFE= 60. =60.= = 60 . . 19000.(0,89 . 0,5 + 19 . 0,5) =206.106 KFL== 0,55. => [sF] =86,1 . 0,55 = 48 (Mpa); 3.Tính thiết kế +/Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: aW = (Z2+q) +) Do vận tốc lớn nên chọn Z1=2 => Z2= utv.Z1=9 . 2 = 18 +) Chọn sơ bộ KH= 1,2 :hệ số tải trọng +) Tính sơ bộ theo công thức thực nghiệm q= 0,3 . 18 = 5,4 Theo bảng (7.3 ) chọn q=6,3; T2 = 122374 Nmm .Mômen xoắn trên bánh vít aW = ( 18+6,3 ) =99,13(mm); chọn aW=100 mm; +) Mô đun dọc của trục vít: m =2.aW/(Z2+q) = 2.100/(6,3+18) = 8,23. Chọn m = 8 , theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]); +) Tính lại khoảng cách trục : aw = m . (Z2+q)/2 = 8.(6,3+18)/2 = 97,2 mm. Lấy aw =100 +) Hệ số dịch chỉnh: x=- 0,5(q+Z2) =- 0,5(6,3 + 18) = 0,35 (thỏa mãn dịch chỉnh); 4.Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: sH=[sH] theo (7.19) +)Tính lại vận tốc trượt vs= ; +)Góc vít lăn: gN=arctag= arctag=15,90; +)Đường kính trục vít lăn: dW1 = (q+2x) m = (6,3 + 2.0,35).8 = 56 vs = = 8,73 (m/s)>5(m/s); Theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 7 . KH : hệ số tải trọng KH = KHb. KHV; +) KHV :hệ số tải trọng động Với cấp chính xác7 và vs = 8,73 theo bảng 7.7 Ta tra theo nội suy KHv : =>x = 1,127 =>KHv = 1,127 +)KHb :hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng; KHb = 1+ T2m =åT2i.tin2i/åti.n2i = T2Max(0,8 . 0,5 +1. 0,5) = 0,9 T2Max Với q=6,3 theo bảng (7.5 ) => hệ số biến dạng của trục vít:q =36 KHb = 1 + = 1,0125 => KH = 1,0125.1,127 =1,141 Vậy s H==168,4(MPa) <175(MPa) = [sH] Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít 5. Kiểm nghiệm răng bánh vít về bền uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện: sF = 1,4.[sF]; +) mn :môđun pháp của bánh răng; mn= m. cosgw=8 . cos17,6= 7,62 +)KF :hệ số tải trọng. với KFb = KHb= 1,0125; KFV= KHv=1,127 KF = KFb. KFV = 1,0125 . 1,127 =1,141 +) b2 :chiều rộng vành răng bánh vít da1 = m . (q + 2) = 8. (6,3 + 2) = 66,4 b2 0,75. da1 =>b2 0,75 . 66,4 = 49,8mm Lấy b2 = 50 mm +)zv = : hệ số răng tương đương tg= =>17,6 =>zv = Tra bảng ta có YF :hệ số dạng răng Theo nội suy: =>YF = 1,9605. Thay số ta có: sF = 1,4. MPa< [sF]=48(MPa) Điều kiện bền uốn thỏa mãn. 7. Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải: sHmax= sH. = 140,78. =172,42 <[sH]max =360(MPa); sFmax= sF.Kqt = 7,94.1,5 =22,28 < [sF]max = 72(MPa); 8.Các thông số cơ bản của bộ truyền: Khoảng cách trục aw =100mm Môđun m =8 Hệ số đường kính q = 6,3 Tỉ số truyền u = 9 Số ren trục vít và số răng bánh vít z1 = 2; z2 = 18 Hệ số dịch chỉnh x = 0,35 Góc vít = 17,6 Chiều rộng bánh vít b2 =50 mm Đường kính vòng chia: d1 = q . m =6,3 . 8 = 50,4 mm d2 =m . z2 =8 . 18 =144 mm Đường kính vòng đỉnh: da1=d1 +2.m=50,4 +2.8 =66,4mm da2 = m . ( z2 + 2 + 2 . x) =8(18+2+2.0,35)=165,6mm Đường kính vòng đáy: df1 = m(q-2,4)=8.(6,3-2,4)=31,2 mm df2 = m(z2 -2,4 + 2.x)=8(18-2,4+0,7)=130,4mm Đường kính ngoài của bánh vít : daM2 da2 + 1,5 . m =165,6 + 1,5 . 8 =177,6 7.Tính nhiệt truyền động trục vít: A +) b :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian do làm việc ngắt quãng b = tck/ å(Piti/P1) = 1/(0,8 . 0,5 +0,5 . 1) = 1,11 +)Kt =8..17,5W/(m2 0C) :hệ số toả nhiệt chọn Kt =15 W /m2 0C ; +)y = 0,27 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy +)Ktq: hệ số tỏa nhiệt của phần hộp được quạt Với nq =2866 tra theo nội suy ta có: =>Ktq = 39 +)to :nhiệt độ môi trường xung quanh +)Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu td = 90 +): Hiệu suất của bộ truyền Với vs = 8,73 m/s .Theo bảng 7.4 =>j = 1,6 +)P1:Công suất trên trục vít. P1 = (kW) Do đó: A = Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Số liệu cho trước: P1 = 4,08 kW n1 =318,4 (vg/ph) u =4,44 1.Chọn vật liệu: +/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =241…285 sb = 850(MPa) sch=580(MPa); +/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ nhưng có HB =192…240 sb=750(MPa) sch=450(MPa) 2.Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện , ta có: s0Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1 ; s0Flim=1,8 .HB ; SF = 1,75; Chon độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 245 bánh lớn là HB2 = 230 => s0Hlim1 =2 . HB+70 = 2. 245 +70 =560 MPa s0Flim1 = 1,8 . 245 = 441 MPa s0Hlim2 =2 . HB+70 = 2. 230 +70 =530 MPa s0Flim2 = 1,8 . 230 = 414 MPa Theo 6.5 ta có: NH01=30.HBHB2,4 =30 . 2452,4 = 16.106; NH02=30.HBHB2,4 = 30 . 2302, 4=13,9.106; +)ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo 6.5 ta có: NHE2 = 60 . c. = 60 . c . =60 . 1. m,6,1.107 Do đó KHL2 = 1 NHE1 = NHE2 . u > NHO1 =>KHL1 = 1 Như vậy sơ bộ ta xác định được: [sH] =s0Hlim.KHL/SH =>[sH1] = = 509 MPa [sH2] = = 481,8 MPa Do đó ta có: [sH] = ([sH1] + [sH2]). = (509 + 481,8) . = 495,4 MPa +/ứng suất uốn cho phép: NFE2 = 60.c.= = 60.c.. = 60. 1 ..19000.(0,86 . 0,5 + 0,5 . 1)= 5,1.107 = NFE2> NF0 =4.106 nên KFL2=1 NFE1 = u . NFE2 =>NFE1 > NFO Do đó KFL1 = 1 Vậy theo công thức 6.2a ( bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1) [sF] =s0Flim.KFC. KFL/SF [sF1] = = 252 MPa [sF1] = = 236,5 MPa +/ứng suất cho phép khi quá tải: [sH]max =2,8.sch2 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa) [sF1]max =0,8.sch1 = 0,8 . 580 = 464(MPa) [sF1]max =0,8.sch2 = 0,8 . 450 = 360(MPa) 3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw=Ka(u+1) (6.15a); +)Ka= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ( theo bảng 6.5) +)u=4,44 : tỷ số truyền của cặp bánh răng +)T1=122374 (Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động +)[sH] = 495,4(MPa) +)yba= 0,3 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6) +)KHb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.7 chọn KH ứng với sơ đồ 5 (bánh răng phân bố không đối xứng) Mặt khác : ybd=0,5 . yba . (u+1) = 0,5 . 0,3 . (4,44+1)=0,816 Theo bảng 6.7 => Tra theo nội suy : => KH = 1,0516 aW=43. ( 4,44 + 1) = 171,4 mm Chọn aW = 175 mm 4.Xác định các thông số ăn khớp: +) Theo (6.17) m =(0,01- 0,02) . aW= ( 0,01 0,02 ) . 175 = 1,75 – 3,5 ( mm) Chọn m =2,5 theo tiêu chuẩn +)Chọn sơ bộ b=100 (00<b<200) +)Theo 6.31 Số răng bánh nhỏ Z1===25,3 Lấy Z1=25 Số răng bánh lớn Z2 = u . Z1 = 4,44 . 25 = 111 Do vậy tỉ số truyền thực : um = Tính lại b: cosb ===0,971 => b= 13,729 0 5.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc : Theo (6.63) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: sH =ZM. ZH. Ze.[sH]; +)ZM = 274 MPa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (theo bảng6.5); +)ZH =1,724 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.35 tgb = cos = cos20,548 . tg13,729 = 0,229 => = 12.88 Với = atw = arctg ( tg20 / 0,971) = 20,548 =>Do đó theo 6.34 ZH = +)Ze : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Theo 6.37do eb=bw.sinb/(mp) = 52,5 . sin13,7290/( 3,14 . 2,5 ) =1,578 > 1 Với bw là chiều rộng bánh răng bw = ba . aw = 0.3 . 175 =52,5 Theo 6.38 ta có với eb > 1 Ze= (1/ea) = = 0,773 Với ea = [1,88 – 3,2 (+)] . cosb = [1,88 – 3,2(+)] . cos13,7290 =1,673 +)Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 =2 . aw / (u+1) =2 . 175 / (4,44+1) =64,34 mm; +)Theo 6.40 , v = = (m/s) Với v = 1,07 (m/s) theo bảng 6.13 với cấp chính xác 9 và v <2,5(m/s) KHa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.14 KHa = 1,13 +)Theo 6.42 H . go . v . -: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp .Theo bảng 6.15 = 0,002 -go : Hệ số kể đến sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 => go = 73 Do đó theo 6.41 +) Hệ số tải trọng động KHv = 1 + Theo 6.39 =>KH = KH.KH.KHV = 1,0516 . 1,13 . 1,011 =1,2 Thay các giá trị vào 6.36 ta được sH = 274 . 1,722 . 0,773 .= 469 MPa *)Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép Theo 6.1 v = 1,07 m/s <5 m/s =>Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5….1,25,do đó ZR = 0,95 Với da < 700mm KXH = 1 =>[sH]’ = [sH] . ZV . ZR .KXH =495,4 . 1. 0,95 . 1 =471 (MPa) Vậy [sH] = 469 < [sH]’ = 471 Mặt khác : ==0,43% < 10 % . => Không thừa bền. Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn. 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không được vượt quá giá trị cho phép: sF1 =[sF1] +)Theo bảng 6.7 Hệ số phân bố không đều tải trọng K = 1,122. +)Theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s Cấp chính xác là 9 ta có KF = 1,37 +)KFV : Hệ số tải trọng động vF = =0,006 . 73. 1,07. =2,94 Với Theo bảng 6.15 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp = 0,006 Bảng 6.16 go = 73 +)do đó KFV = 1 + = 1 + +)KF = KF . KF. KFV =1,122. 1,37 . 1,026 = 1,577 Với ea =1,673 =>Ye = 0,598 +) Với b = 13,729 o =>Yb = 1 – 0,902 +)Số răng tương đương Zv1 == = 27 Zv1 == =121 Theo bảng 6.18 ta được : Tra theo nội suy =>YF1 = 3,86 YF2 = 3,6 +) Với m = 2,5 mm => YS = 1,08 - 0,0695ln(m) =1,08 - 0,695. ln2,5 = 1,016 +)YR = 1 (bánh răng phay) +)KXF = 1 (da < 400 mm) Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có [sF1] = [sF1] . YR . YS .KXF =252 . 1 .1,016 . 1 =256 MPa [sF2] = [sF2] . 1,016 = 236,5 . 1,016 = 240 MPa Thay các giá trị vào công thức trên ta có: sF1 = 95MPa sF1 < [sF1] = 256 MPa sF2 = sF1 . = 95 . = 89 MPa sF2 < [sF2] = 240 MPa Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn 7.Kiểm nghiệm về quá tải Theo 6.48 với Kqt = 1,5 Do đó : sH1max= sH . = 469 . = 574 MPa < [sH]max =1260 (MPa); Theo 6.49 sF1max= sF1.Kqt = 95.1,5 =1425 < [sF1]max = 464(MPa); sF2max= sF.Kqt = 89.1,5 =133,5 < [sF2]max = 360(MPa); Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền 8.Các thông số và kích trước bộ truyền : -Khoảng cách trục aw =175 mm -Môđun pháp m =2,5 -Chiều rộng bánh răng bw =52,5mm -Tỉ số truyền um = 4,44 -Góc nghiêng b = 13 o 43’ -Số răng Z1 =25 ; Z2 = 111 -Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 -Đường kính vòng chia d1 ===64,3 mm d2 ===285,6 mm -Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2 . m =64,3 +2 . 2,5 = 69,3 mm da2 = d2 + 2 . m =285,6 +2 . 2,5 = 290,6 mm -Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5 . m = 64,3 – 2,5 . 2,5 =58,0 mm df2 = d2 – 2,5 . m = 285,6 – 2,5 . 2,5 =279,4 mm *) Điều kiện bôi trơn atv + atv = 100 ; df1 = 31,2mm ; df4 = 279,4mm atv + = 100 + = 115,6 Vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn. Phần 3 :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn Tính toán thiết kế trục 1.Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có sb= 600 MPa. ứng suất xoắn cho phép [t] = 18 Mpa 2.Tính sơ bộ đường kính trục +/Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc Đường kính trục được xác định: d1sb ,thay số : d1sb = 16,9mm Trục 1 được lắp với trục động cơ qua khớp nối Theo bảng P1.7 / 242) đường kính trục động cơ dđc=28 mm d1sb = (0,8..1,2) . dđc = 22,4 33,6 Quy chuẩn d1sb = 30 mm +/Với trục 2 d2sb d2sb = 32,4 mm Quy chuẩn d2sb = 35 mm +/Với trục 3 d3sb d3sb = 52,5 mm Quy chuẩn d3sb = 55 mm 3.Xác định lực tác dụng lên các trục Ta có sơ đồ đặt lực như trên +/Đối với Trục vít – Bánh vít . Ft2 = Fa1 = = = 1699 N Fr1 = Fr2 = Fa1 . = = 1798 N Ft1 = Fa2 = Fa1 . tg(g + j)= 1699 . tg(17,6 + 1,6) = 592 N +/Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Ft1 = Ft2 = = = 3806 N Fr1 = Fr2= = = 1430 N Fa1=Fa2 = Ft1 . tgb = 3806 . tg13,729 =930 N 4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: +/Từ đường kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn: b0 = 20 mm - Chiều dài mayơ ở đĩa xích và mayơ bánh răng trụ lắp trên trục 3 là : lm = ( 1,2..1,5 ) .