Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Nguyễn Văn Tiến

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Đề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I. CHỌN ĐỘNG CƠ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ a.Công suất cần thiết Pct: P ct = Plv.βη KW Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác b : hệ số tải trọng tương đương h : hiệu suất truyền động Công suất trên trục công tác : P lv = KW F=3250N : Lực kéo băng tải v=1,6m/s : Vận tốc băng tải P lv = 3250.1,61000 =5,2 KW Hệ số tải trọng tương đương : β b = Hiệu suất truyền động : η η = hđhbrh³olhk hđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3) hbr= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3) hol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3) hx = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích ( Tra bảng 2-3) Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống : h = 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227 Công suất cần thiết Pct bằng : P ct =Plv.βη = 2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống Số vòng quay của trục công tác : nlv nlv ==vòng/phút với D=380mm : đường kính băng tải Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht uht = uđubrux Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3. Suy ra : uht = 4.3.3=36 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút 3. Chọn động cơ : Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên động cơ phải có Pđm ³ Pct= 5,212KW Nđc~ nsb= 2895,12 -Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2 có thông số kỹ thuật + Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW) + Tốc độ quay : nđc= 2900(v/p) + Khối lượng : m = 73kg + Hệ số quá tải : Tk/Tdn =2,2 + Đường kính trục động cơ: D = 32mm. II. Phân phối tỷ số truyền : - Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW) nđc = 2900 v/p Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : uht= nđcnlv = 290080,42=36,06 Mà ta có : uht = uđubrux Trong đó : uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng => ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005 6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục : - Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p) - Tốc độ quay trên trục I là: nI=nđcuđ - Tốc độ quay trên trục II là: nII=nIubr - Tốc độ quay trên trục công tác là: nlv=nIIux - Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW - Công suất trên trục I là : PI = Pđchđhol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW - Công suất trên trục II là : PII= PIhbrhol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW - Công suất trên trục công tác : Plv= PIIhxhol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW 7. Xác định momen xoắn trên các trục : Momen xoắn trên trục động cơ là: Tđc=9,55.106.Pđcnđc=5,2122900=17163,66 Nmm Momen xoắn trên trục I là : TI=9,55.106.PInI=4,95725=65203,45 Nmm Momen xoắn trên trục II là : TII=9,55.106.PIInII=4,70241,67=185728,47 Nmm Momen xoắn trên trục công tác là : Tlv=9,55.106.Plvnlv=4,2880,42=508256,65 Nmm ¨ Ta có bảng thông số sau : Thông số/Trục Động cơ I II Công tác uđ=4 ubr=3 ux=3,005 P (KW) 5,212 4,95 4,70 4,28 n (v/ph) 2900 725 241,67 80,42 T (N.mm) 17163,66 65203,45 185728,47 508256,65 PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I .Bộ truyền đai thang 1.Chọn loại đai : a.Các thông số đầu vào : Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm b b y 400 h t o Tỷ số truyền : u1= uđ = 4 Số ca làm việc : 2 ca Đặc tính làm việc : Va đập vừa b.Chọn loại đat Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước : Chọn loại đai. Xác định kích thước và thông số các bộ truyền . Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai. Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục. Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng. Với : Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P – Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A. Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó , thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau : Loại đai Kích thước tiết diện đai (mm) bt b h y0 A 11 13 8 2,8 2.Xác định đường kính bánh đai : a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 : Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định : d1= ( 5,2...6,4). = (5,2....6,4). = 134,13....165,09 mm Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm theo tiêu chuẩn . Vận tốc đai : v = v < vmax = 25 (m/s) ( thỏa mãn ) b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2 Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn : d2=uđ.d1.(1-) Trong đó : uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai Hệ số trượt bộ truyền đai = 0,02 d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế : Sai số của tỷ số truyền : (thoả mãn) 3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ: –Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có uđ=4=>a/d2=0,95 Vậy ta có : a = 0,95.d2 =0,95.630=598,5 mm – Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 : l = 2a+0,5π.(d2+d1)+d2-d12/(4.a) = 2.598,5 + 0,5π.(630+160) + (630-160)²/(4.598.5) = 2345,66 mm Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm – Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta có : i =s-1 Vậy ta có : i = 9,72 s-1< imax=10 s-1 –Tính lại khoảng cách trục a: (mm) Trong đó : mm ∆ =D2-D12 Vậy khoảng cách trục thực : a = mm 4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn: Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có : Góc ôm Kiểm tra điều kiện : ( thỏa mãn ) 5.Xác định số đai cần thiết z : Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z = P1.kđP0.Cα.C1.Cu.Cz P1=5,212KW:công suất trên trục bánh đai nhỏ kđ : hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được kđ=1,1 [P0]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được [P0]=4KW (với v=24,3m/s và d1=160mm). =>P1 [P0]=5,2124=1,303, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được Cz=0,98 Cα :Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 Ta có : Cα=1-0,0025.180-α1 =1-0,0025.180-134=0,885 C1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có l0=1700mm =>ll0=25001700=1,47 ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được C1=1,08 Cu: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u=4>3 =>Cu=1,14 Vậy ta có sồ đai cần thiết là : Z đai. Lấy số đai z = 2 đai thoả mãn. 6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , da Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có : Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e Đường kính ngoài của bánh đai : da=d+2.h0 Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : h0=3,3 , t=15 ,e =10 Vậy : B = (2 –1).15+2.10=35mm da=160 +2.3,3 =166,6 mm 7.Xác định lực tác dụng lên trục : – Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63: F0=780.P1.kđv.Cα.z + Fv Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : Fv=qm.v2 qm : Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được qm=0,105 kgm :=>Fv= qm.v2=0,105.24,3=62 N Vậy ta có : F0= –Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó : Frđ = 2.F0.z.sin(α12) = 2.166.2.sin1342 = 611,22 N Frđx=Frđ .cosα = 611,22.cos80=106,14 N Frđy=Frđ .sinα = 611,22.sin80= 601,93 N với α =800là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 8.Bảng kết quả tính toán : Thông số Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ : d1 160mm Đường kính bánh đai nhỏ : d2 630mm Chiều rộng bánh đai : B 35mm Chiều dài đai : l 2500mm Số đai : z 2 đai Tiết diện đai : A 81mm2 Khoảng cách trục : a 582,06mm Góc ôm : α1 1340 Lực căng ban đầu : Fo 166N Lực tác dụng lên trục Frđx 106,14N Frđy 601,93N II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : 1.Các thông số đầu vào : – Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa – Số ca làm việc : 2 ca – Công suất trên trục chủ động : P1=PI=4,95 KW – Số vòng quay trên trục chủ động : n1=nI=725 v/ph – Momen xoắn trên trục chủ động : T1=TI=65203,45 Nmm – Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : u1=ubr=3 2.X ác định ứng suất cho phép : a. Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau : + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241285, có σb1=850(MPa); σch1=580(MPa) + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192240, có σb2=750(MPa); σch2= 450(MPa) b. Xác định ứng suất cho phép : - Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có: [s] = [s] = Trong đó : s; s :lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1. s; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2 /t94/q1 .Ta có: s= 2.HB + 70 ; s=1,1 s=1,8.HB ; s=1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB=260 ; độ rắn bánh lớn : HB=250 Khi đó : σHlim1=2.260+70=590 MPa σFlim1=1,8.260=468 MPa σHlim2=2.250+70=570 MPa σFlim2=1,8.250=450 MPa k: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k=1( tải trọng đặt một phía ) k;k: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1 KHL=mHNHONHE ; KFL=mFNFONFE ở đây: mH; mFBậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn : với HB <350 lấy NFO;NHO:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc có NFO=4.10 với tất cả các loại thép NHO=30.HHB2,4 NHO1=1,88.107 NHO2=1,88.107 NHE;NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương . Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có: N =60.c. N=60.c. Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1 n, t:Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ta có: NHE1 = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5) .725.24000=63,5.107 > NHO1 kHL1 =1 NHE2 = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).7253.24000=21,16.107 > NHO2 KHL2=1 NFE1 = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).725.24000 = 54,64.10> NFO1 KFL1=1 Vậy: [s]=MPa [s]=MPa Với bánh răng côn răng thẳng ta có: [s]=min([s];[s])=518,18 MPa [s]== 267,43MPa [s]=MPa - Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có: [sH]max=2,8. sch Þ [sH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ; [sH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ; [sF]max= 0,8.sch Þ [sF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ; [sF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ; 3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền : a. Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức 6.52a/t112/q1 ta có: Re= kR. Trong đó: Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3 kr=0,5.100=50(MPa)1/3 u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5 T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N. kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm kHb - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với: tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là Ta được kHb= 1,09 Re=mm b.đường kính chia ngoài : Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b/t 112/q1 : de1=mm 4.Xác định các thông số ăn khớp : Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19 Với HB <350 z1=1,6.z1p=1,6.19= 30,04 chọn 31 răng . Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ : dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5.0,25).78,70 = 68,86 mm mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 : mte= mtm/(1- 0,5.kbe) = mm Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó: mtm= mte.(1- 0,5.kbe) ==2,20 mm z1 = dm1/mtm = lấy z1=31răng z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lấy z2 = 93 răng Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3 Góc côn chia : d1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) =18,430 d2=90-d1=900-18,430=71,570 Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1= 0,31 ; x2= - 0,31 Chiều dài côn ngoài : Re= mm Chiều rộng vành răng : b = Re.kbe= 122,54.0,25 =30,64 mm lấy b = 31mm 5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có : sH = zM.ze.zH. [sH] Trong đó: ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có zM= 274 (MPA)1/3 ze: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức ze = ở đây: e:Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức : e=[ 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2)].cosbm (víi bm= 0) =[1,88-3,2.(1/31+1/93)].cos(0) =1,74 Þ ze= zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có zH=1,76 T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61/t116 /q1 : kH =kHa.kHb.kHV kHb:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng , kHb=1,09 kHa:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng kHa=1 kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức  6.63/t116/q1 kHV = 1 + nH.b.dm1/(2.T1.kHb.kHa) Trong đó: nH = dH.g0.v. Với v = m/s dH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì dH=0,006 g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56 nH= 0,006.56.2,60. = 8,33<230 thoả mãn Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12 Do đó kH = 1.1,09.1,12 = 1,22 Với các trị số vừa tìm được , ta có : sH = MPa Theo CT 6.1[1] th× [sH] = [sH]sb.zR.zv.kxH Trong đó: zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng , với v = 2,60 m/s Þ zv=1 zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,51,25 Þ zR= 0,95 kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng , với da <7000(mm) Þ kxH = 1 Þ[sH] = 518,18.0,95.1.1=492,27MPa Ta thấy sH <[sH] Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo. 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức 6.65/t116/q1 ta có : sF1= 2.T1.kF.Ye.Yb.YF/(0,85.b.mtm.dm1) Trong đó : kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/q1 kF=kFb.kFa.kFv Với kFb: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng Vành răng ,theo bảng 6.21[1] ta được kFb=1,17 kFa: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸ kFa=1 kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo công thức : kFv=1+nF.b.dm1/(2.T1.kFb.kFa) với nF=dF.g0.v. theo bảng 6.15và 6.16/t 107/q1 ta có: dF = 0.016 ; g0 = 56 Þ nF = 0.016.56.2,60.= 22,21 Þ kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31 Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53 Ye =1/ea=1/1,74=0,57 Yb=1-b/140 = 1 Với zv1=z1/cos(d1) = 31/ cos(18,43) =32,68 zv2=z2/cos(d2) = 74/cos(71,57) = 294,17 x1= 0,31 ; x2=-0,31 Tra bảng 6.18/t109/q1ta có : YF1 = 3,78 ; YF2 = 3,60 Vậy sF1 = MPa sF2 = sF1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa Ta thấy Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo . 7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải . Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có : sHmax= sH. [sH]max Với sH = 490,77 MPa kqt = Þ sHmax = 490,77. = 601,07 MPa <[sH]max= 1264 MPa Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có: sFmax= sF .kqt £ [sF]max Þ sFmax1=sF1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < [sF1]max sFmax2=sF2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < [sF2]maxs Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn . 8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn : Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có : Đường kính chia ngoài : de de1= mte.z1 = 2,5.31 = 77,5 mm de2= mte.z2 = 2,5.93 = 232,50 mm Đường kính trung bình của bánh : dm1= dm2= Chiều cao răng ngoài : he he = 2.hte.mte + c với hte=cosβm=1 , c=0,2mte=0,2.2,5=0,5 mm he= 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1= (hte + xn1.cosb).mte = (1+0,3.1).2,5 = 3,25 mm hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.2,5- 3,25 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài : hfe hfe1=he- hae1=5,5- 3,25 = 2,25 mm hfe2= he- hae2 = 5,5 -1,75 = 3,75 mm Đường kính đỉnh răng ngoài : dae dae1 = de1 + 2.hae1.cosd1= 77,5 + 2.3,25.cos(18,430) = 83,67 mm dae2 = de2 + 2.hae2.cosd2= 232,50 + 2.1,75.cos(71,570) = 233,61mm 9. Xác định lực ăn khớp : Lực vòng : Ft1=Ft2= 2.T1dm1= 2.65203,4568,2=1912,12 N Lực hướng tâm : Fr1= Ft1.tgαtw.cosδ1 =1912,12. tg200.cos18,430=660,26 N Fr2= Ft1.tgαtw.sinδ1 =1912,12. tg200.sin18,430=220,02 N Lực dọc trục : Fa1=Fr2= 220,02 N ; Fa2=Fr1 = 660,26 N Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn Thông số Trị số Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 31 Số răng bánh răng côn lớn z2 = 93 Tỷ số truyền ubr = 3 Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: dm1 = 67,70 mm Bị động: dm2 = 203,09 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: de1 = 77,50 mm Bị động: de2 = 232,50 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Chủ động: dae1 = 83,67 mm Bị động: dae2 = 233,61 mm Góc côn chia của bánh răng Chủ động: d1 = 18,43o Bị động: d2 = 71,57o Chiều cao răng ngoài he = 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: hae1 = 3,25 mm Bị động: hae2 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: hfe1 = 2,25 mm Bị động: hfe2 = 3,75 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 mm Chiều rộng vành răng b = 31 mm Góc nghiêng của răng b = 0o Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,31 mm x2 = -0,31 mm Lực tác dụng Ft1=Ft2= 1912,12 N Fr1=660,26 N Fr2=220,02 N Fa1 = 220,02 N Fa2= 660,26 N III.Bộ truyền xích : 1.Số liệu ban đầu : Công suất P = PII = 4,7 KW n1 = nII = 241,67vg/ph u = ux = 3,005 T =TII=185728,47 Nmm Tải trọng va đập vừa Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=80o Chọn loại xích : Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công suất bộ truyền không lớn , giá thành rẻ và có độ bền mòn cao. 2.Xác định các thông số của bộ truyền : a. Tính số răng đĩa xích : -Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ Z1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng. Theo bảng 5.4/t80/q1.Lấy tròn Z1 theo số lẻ Z1 =23 răng Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u. Z1= 3,005.23 = 69,12 răng Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn Kiểm nghiệm lại ux: ux = b. Tính bước xích : Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích : Theo CT 5.3/t81/q1: Pt = P . k . kz . kn ≤ [P] Trong đó: Pt ,P,[P] là công suất tính toán ,công suất cần truyền và công syất cho phép. Hệ số răng đĩa dẫn : kZ = 25/ Z1 = 25/23 =1,09 Hệ số vòng quay : kn = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n01 = 200vg/ph Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích : k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc Ta có: ko – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, α=800 => ko =1,25 ka – hệ số chiều dài xích : chọn khoảng cách trục a » 40.p =>ka = 1 Kđc – hệ số xét đến khả năng điều chỉnh: chọn kđc =1,25 kbt – hệ số xét đến điều kiện bôi trơn :Tra bảng 5.6/t82/q1, điều kiện môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II chọn kbt = 1,3 kđ – hệ số tải trọng động : tải trọng va đập vừa, lấy kđ = 1,5 kc – hệ số kể đến chế độ làm việc : làm việc 2 ca ,chọn kc=1,25 Vậy k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc = 1,25 . 1 . 1,25. 1,3. 1,5 . 1,25 = 3,81 Suy ra Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn : Bước xích p = 31,75 mm Đường kính chốt dc=9,55 mm Chiều dài ống B =27,46mm Công suất cho phép [P] = 19,3 => Pt < [P] thỏa mãn điều kiện bền mòn ,đồng thời theo bảng 5.8/t 83/q1 thỏa mãn điều kiện p < pmax c) Tính số mắt xích : - Tính sơ bộ khoảng cách trục : a = 40 . p = 40 . 31,75 =1270 mm Theo công thức 5.12/t 85/q1 : xc = + + (II -21) Þ xc = + + = 127,9 Ta chọn số mắt xích là chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích . Chọn xc = 128 mắt. d. Tính chính xác khoảng cách trục a: Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có : a* = 0,25.p Thay số ta tính được : a*= 0,25.31,75 a* = 1271,63 mm Để xích không phải chịu lực căng