Đồ án Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY  ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 1 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Bảng  thông  số  đầu  vào:  Thiết  kế  hệ  dẫn  động  xích  tải    Lực  kéo  băng ả t i:  F  =  5770  (N)  Vận  ốt c  băng ả t i:  v  =  1.90  (m/s)  Số  răng  đĩa  xích  tải:  Z  =  12  Bước  xích ả t i:  p  =  75  (mm)  Thời  gian  ụph c  ụv :  hL   =  18500  (h)  Số  ca  làm  ệvi c:  soca  =  2   (ca) Góc  nghiêng ờ đư ng  ố n i  tâm ộ b   truyền  ngoài  @  = 0   Đặc  tính  làm ệ vi c:  êm  1.1 Công suất làm việc F. v 5770.1.90   P   10.96 (KW)  lv 1000 1000 1.2 Hiệu suất hệ dẫn động 3    br .  ol .  x .  kn   2.3   Trong  đó  tra  bảng  B [1] ta  được:  19  Hiệu  suất  bộ  truyền  bánh  răng:  br =  0,98   Hiệu  suất  bộ  truyền  xích:  x =  0,92  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 2 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  Hiệu  suất  ổ  lăn:  ol =  0,99   Hiệu  suất  khớp  ốn i:  kn =   1  3 3  br.  ol .  d .  x =  0,98.0,99 .0,92.1=  0,875  1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ P 10.963   P lv  =  12.53  (KW)  yc  0,857 1.4 Số vòng quay trên trục công tác 60000.v 60000.1.90   n   126.667 (v/ph)  lv z. p 12.75 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ   usb u x. u br   2.4   Theo  ảb ng  B [1]chọn  sơ ộ b :  21  Tỷ  số  truyền  ộb   truyền  xích:  ux =3   Tỷ  số  truyền  ộb   truyền  bánh  răng  ubr =  4   usb u x. u br =  3.4  =   12 1.6 Số vòng quay trên trục động cơ   nsb n lv. u sb =126,67.  12  =  1520  (v/ph)  1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ t   Chọn  ndb =  1500  (v/ph)  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 3 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 1.8 Chọn động cơ   Tra  bảng  phụ  lục  tài  liệu  [1],  ọch n  động  cơ  thoả  mãn:          b t ndb n db 1500( v / ph )    cf   Pdc P yc  15( KW )   Ta  được  động  cơ ớ v i  các  thông  số  sau:  Ký  ệhi u  ộđ ng  cơ:  KH : 4A160S4Y3  cf Pdb 15 KW          ndc  1460( v / ph )  ddc  48 mm 1.9 Phân phối tỷ số truyền ndc 1460   Tỷ  số  truyền  của  ệh :  uch   =11,52  nlv 126.67   Chọn  tỷ  số  truyền  của  ộh p  giảm  ốt c  bru =  4  uch 11.52   Tỷ  số  truyền  của  bộ  truyền  ngoài:  ux   =  2,88  ubr 4 uch 11,52    Vậy  ta  có:  ubr  4    ux  2,88 1.10 Tính các thông số trên trục   Công  suất  trên  trục  công  tác:  Pct=Plv=10,96(KW)    Công  suất  trên  trục  II:  Pct 10.96     PII   =  12,03  (KW)  ol.  x 0,99.0,92 Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 4 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   Công  suất  trên  trục  I:  PII 12,03     PI   =  12,40  (KW)  ol.  br 0,99.0,98   Công  suất  trên  trục  ộđ ng  cơ:  PI 12.66     Pdc   =  12,52  (KW)  ol.  kn 0,99.1   Số  vòng  quay  trên  trục  động  cơ: dc n =  1460  (v/ph)    Số  vòng  quay  trên  trục  I:  ndc 1460     nI   =  1460  (v/ph)  ukn 1   Số  vòng  quay  trên  trục  II:  nI 1460     nII   =365  (v/ph)  ubr 4   Số  vòng  quay  trên  trục  công  tác:  nII 365     nct   =  126,74  (v/ph)  ux 2.88   Môment  xoắn  trên  trục  động  cơ:  6Pdc 6 12,52     Tdc 9,55.10  9,55.10 =  81894.52  (N.mm)  ndc 1460   Môment  xoắn  trên  trục  I:  6PI 6 12.40     TI 9,55.10  9,55.10  81109 (N.mm)  nI 1460   Môment  xoắn  trên  trục  II:  6PII 6 12,03     TII 9,55.10  9,55.10  314757   (N.mm)  nII 365   Môment  xoắn  trên  trục  công  tác:  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 5 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 6Pct 6 10.96     Tct 9,55.10  9,55.10  826108.9  (N.mm)  nct 126.74 1.11 Lập bảng thông số Thông  số/  trục  Động  cơ  I  II  Công  tác  ukn=1  ubr=4  ux=2,88  P(KW)  15  12,40  12,03  10,96  n(v/ph)  1460  1460  365  126,74  T(N.mm)  81894,52  81109  314757  826108,9  PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH   Thông  số  yêu  cầu:  P  =  PII  =  12,03  (KW)    T1  =  TII  =  314757  (N.mm)    n1  =  nII  =  365  (v/ph)    u  = x u   =  2,88    @  =  00    2.1 Chọn loại xích   Do  điều  kiện  làm  ệvi c  chịu  va ậ đ p  nhẹ  và  hiệu  suất  của  bộ  truyền  xích  yêu  cầu  cao  nên ọ ch n  loại  xích  ống  con  lăn.  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 6 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 2.2 Chọn số răng đĩa xích   Z1  =  29  –  2u  =  29  –  2.2,88=    23,24  Chọn  1Z   =  25    Z2  =  u.Z1  =  2,88.25  =  72      Chọn  2Z   =  73  2.3 Xác định bước xích 5.5   Bước  xích  p ợ đư c  tra  bảng  B 1 với  điều  kiện  Pt  ≤[P],  trong  đó:  81   Pt  –  Công  suất  tính  toán: t P   =  P.k.kz.kn    Ta  có:    Chọn  ộb   truyền  xích  thí  nghiệm  là  bộ  truyền  xích  tiêu  ẩchu n,  có  số  răng  và  vận  ốt c  vòng  đĩa  xích  nhỏ  nhất  là:  Z01  25        n01  400   Do  ậv y  ta  tính  được:  Z01 25   kz  –  Hệ  số  hở  răng:    kz   1,0   Z1 25 n01 400   kn  –  Hệ  số  vòng  quay:    kn   1,10  n1 365   k  =  k0kakđckbtkđ.kc  trong  đó:  5.6 0   k0  –  Hệ  số  ảnh  hưởng  của  ịv   trí  bộ  truyền:  Tra ả b ng  B 1 với  @  =  0   ta  82 được    k0  =   1   ka  –  Hệ  số  ảnh  hưởng  của  khoảng  cách  trục  và  chiều  dài  xích:  5.6     Chọn  a  =  (30  ÷  50)p  => ả Tra b ng  B 1 ta  được  ak   =   1 82 Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 7 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   kđc  –  Hệ  số  ảnh  hưởng  của  việc  điều  chỉnh  ựl c  căng  xích:    5.6   Tra  bảng  B 1 =>  kđc  =  1  82 5.6   kbt  –  Hệ  số  ảnh  hưởng  của  bôi  trơn:  Tra  bảng  B 1 ,  ta  ợđư c  kbt =  ,31   82   bộ  truyền  ngoài  làm ệ vi c  trong  môi  ờtrư ng  có ụ b i  ,  ấch t  ỏl ng  bôi  trơn  đạt  yêu        cầu    5.6   kđ  –  Hệ  số  tải  trọng  động:  Tra  bảng  B 1 ,  ta  ợđư c  kđ  =  1   82 - đặc  tính  va  đập  êm  5.6   kc  –  Hệ  số  kể  đến  chế  độ  làm  việc  của  ộb   truyền:  Tra  bảng  B 1 với  số  ca  82 làm  việc  là  2  ta  được  kc  =  1,25    k  =  k0kakđckbtkđkc  =  1.1.1.1.1,3.1,25  =  1,63    Công  suất  cần  truyền  P  =  12,03  (KW)    Do  ậv y  ta  có:    Pt  =  P.k.kz.kn =  12,03.1,63.1,0.1,10  =  21,57  (KW)  5.5 Pt 21,57( KW )   P   Tra  bảng B 1 với  điều  kiện   ta  được:  81 n01  400  Bước  xích:  p  = 31,75  (mm)   Đường  kính  ốch t:  dc  =  9,55  (mm)   Chiều  dài  ống:  B  =  27,46  (mm)   Công  suất  cho  phép:  [P]  = 32  (KW)  2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích   Chọn  sơ ộ b :    a=  40.p   = 40.31,75  =  1270  (mm)  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 8 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   Số  mắt  xích:  2 2 2aZ Z Z Z p 2.1270 25 73 73  25 31,75   x  1 2 2 1     130, 46   p2 42 a 31,75 2 4  2 1270   Chọn  số  mắt  xích  là ẵ ch n:  x  =  130    Chiều  dài  xích  L  =x.p  =130.31,75  =  4127.5  (mm).  2 2  * p Z1 Z 2 Z 1  Z 2   Z 2  Z 1    a x   x    2      4 2 2       2 2  * 31,75 25 73 25  73   73  25    a130   130    2     1262,57( mm )   4 2 2          Để  xích  không  quá  căng  cần  giảm  a ộ m t  lượng:    a 0,003. a*  0,003.1262.57  3,79( mm )     Do  đó:    a a*   a 1262,57  3,79  1258,78( mm )     Số  lần  va ậ đ p  của  xích   i: 5.9   Tra  ảb ng  B 1 với  loại  xích  ống  con  lăn, ớ bư c  xích  p  = 31,75  (mm)  => ố S   85 lần  va ậ đ p  cho  phép  của  xích:  [i]  = 25  Z. n 25.365   i1 1  4,78  i  25   15.x 15.130 2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền Q   s   s ,  ớv i:  kđ. F t F0  F V 5.2   Q  –  Tải  trọng  phá ỏ h ng:  Tra  bảng  B 1 với  p  =  31,75  (mm)  ta  ợđư c:  78  Q  =  88.5  (KN)  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 9 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  Khối  lượng  1m  xích:  q  = 3,8  (kg).    kđ  –  Hệ  số  tải  trọng  động:      Do  làm  ệvi c  ở  chế  độ  trung  bình  => đ k   =  1    Ft  –  Lực  vòng:  1000P 1000.12,03     F   2490,68( N )   t v 4,83 Z. p . n 25.31,75.365     Với:  v1 1   4,83( m / s )   60000 60000   Fv  –  Lực  căng  do ự l c  ly  tâm  sinh   ra: 2 2   Fv  q. v  3,8.4,83  88,65( N )     F0  –  Lực  căng  do  trọng  lượng  nhánh  xích  bị  động  sinh  ra:      F0  9,81. kf . q . a ,  trong  đó:  0   kf    –  Hệ  số  phụ  thuộc  ộđ   võng  của  xích:  Do  @  =0     =>  kf  =   6 3   F0 9,81. kf . q . a  9,81.6.3,8.1258.78.10  281,548( N )  5.10   [s]  –  Hệ  số  an  toàn  cho  phép:  Tra  bảng  B 1 với  p  =  31,75  (mm);    86 n1  =  400  (v/ph)  ta  ợđư c  [s]  =  10,2  Q 88650   Do  ậv y:  s  30,99   s  kđ. F t F0  F V 1.2490,68  281,54  88,65 2.6 Xác định thông số của đĩa xích   Đường  kính  vòng  chia:  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 10 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  p 31,75 d   253.32( mm )  1      sin sin     25  Z1         p 31,75 d   737.99( mm )  2     sin sin    73   Z2      Đường  kính  đỉnh  răng:          da1  p0,5  cot g    31,75 0,5  cot g    267,2( mm )  Z1   25                da2  p0,5  cot g    31,75 0,5  cot g    735,18( mm )  Z2   73   ' ' 5.2 '   Bán  kính  đáy:  r 0,5025d1  0,05với  d1 tra  theo ả b ng  B 1 ta  được:    d1  78 19,05(mm)  '   r0,5025d1  0,05  0,5025.19,05  0,05  9,62( mm )     Đường  kính  chân  răng:  df 1 d 1 2 r  253,32  2.9, 26  234,8( mm )      df 2 d 2 2 r  737,99  2.9, 26  719, 47( mm )   Kiểm  nghiệm  răng  đĩa  xích ề v   độ  bền  tiếp  xúc:  E    H10, 47k r ( F t Kđ  F v đ ) ,  trong  đó:  A. kđ   Kđ  –  Hệ  số  tải  trọng  động:  Theo  như ụ m c  trên  ta ã  đ tra  được  đK   =  1,0  5.12   A  –  Diện  tích  chiếu  của  bản  ềl :  Tra  bảng  B 1   với  p  =  31,75  (mm);  87   A  =  262  (mm2)    kr  –  Hệ  số  ảnh  hưởng  của  số  răng  đĩa  xích,  tra  bảng  ở  trang  87  tài ệ li u  [1]  theo  số  răng  Z1  =  25  ta  được  kr  =  0,42  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 11 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   kđ  –  Hệ  số  phân  bố  tải  trọng  không ề đ u  giữa  các  dãy      (nếu  sử  dụng  1  dãy  xích  =>  kđ  =  1)    Fvđ  –  Lực  va  đập  trên  m  dãy  xích:  7 3  7 3   Fvđ 13.10 . n 1 . p . m  13.10 .365.31,75 .1  3,28( N )     E  –  Môđun  đàn ồ h i:  2E1 E 2 5 5   E  2,1.10 ( MPa )   do  1E   =  2E   =  2,1.10   MPa  :  Cả  hai  đĩa  xích  cùng  E1 E 2 làm  bằng  thép.    Do  ậv y:  E 2,1.105           H10, 47k r ( F t Kđ  F v đ )  0,47 0, 42.(2490,68.1,0  3,28)  430,64( MPa )   A. kđ 262.1 5.11   Tra  bảng  B 1   ta  chọn  ậv t  liệu  làm  đĩa  xích à  l thép  45, ớ v i  các  đặc  tính  86 tôi  cải  thiện,  có  H 500   H  430,64(MPa )  2.7 Xác định lực tác dụng lên trục   Fr kx. F t   trong  đó:    kx  –  Hệ  số  kể  đến  trọng  lượng  của  xích:  0   kx  =1,15  vì  β  ≤  40 .    =>  Fr kx. F t  1,15.2490,68  2865,09( N )   2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích P  12,03  KW  T1    81109  N.mm    n1    365 v / ph   u     u 2,88  x  0 @     0 Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 12 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Thông  số  Ký  hiệu  Giá  trị  Loại  xích  ----  Xích  ống  con  lăn  Bước  xích  P  31,75  (mm)  Số  mắt  xích  X  130  Chiều  dài  xích  L  1427,5  (mm)  Khoảng  cách  trục  A  1258,78  (mm)  Số  răng  đĩa  xích  nhỏ  Z1  25  Số  răng  đĩa  xích ớ l n  Z2  73  Vật  liệu  đĩa  xích  Thép  45   H   500(MPa )  Đường  kính  vòng  chia  đĩa  xích  nhỏ  d1  253,32  (mm)  Đường  kính  vòng  chia  đĩa  xích ớ l n  d2  737.99  (mm)  Đường  kính  vòng  đỉnh  đĩa  xích  ỏnh   da1  267.2  (mm)  Đường  kính  vòng  đỉnh  đĩa  xích ớ l n  da2  753.18  (mm)  Bán  kính  đáy  R  9,62  (mm)  Đường  kính  chân  răng  đĩa  xích  ỏnh   df1  234,8  (mm)  Đường  kính  chân  răng  đĩa  xích  ỏnh   df2  719,47  (mm)  Lực  tác  dụng  lên  trục  Fr  2865,09  (N)  PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG Tính  toán  bộ  truyền  bánh  răng  trụ  răng  nghiêng  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 13 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Thông  số  đầu  vào:  P=PI=  12,4  (KW)  T1=TI=  81109  (N.mm)  n1=nI=  1460  (v/ph)  u=ubr=4  Lh=18500  (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh răng 6.1   Tra  bảng  B [1],  ta  ọch n:  92   Vật  liệu  bánh  răng ớ l n:   Nhãn  hiệu  thép:    45   Chế  độ  nhiệt  luyện:  Tôi  cải  thiện     Độ  rắn:  HB :192 240   Ta  chọn  HB2=230   Giới  ạh n  bền  b2σ =750  (MPa)   Giới  ạh n  chảy  σch2=450  (MPa)  Vật  liệu  bánh  răng ỏ nh :   Nhãn  hiệu  thép:  45   Chế  độ  nhiệt  luyện:  Tôi  cải  thiện   Độ  rắn:  HB=192÷240,  ta ọ ch n  HB1=  245   Giới  ạh n  bền  b1σ =850  (MPa)   Giới  ạh n  chảy  σch1=580  (MPa)  3.2 Xác định ứng suất cho phép      a.  Ứng  suất  tiếp  xúc  và  ứng  suất  ốu n  cho  phép:  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 14 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 0   H lim [ H ]  Z R Z v K xH K HL  SH      ,  trong  đó:   0 [ ]  F lim Y Y K K  F R S xF FL  SF   Chọn  sơ ộ b :  ZR Z v K xH  1        YR Y S K xF 1 SH,  FS   –  Hệ  số  an  toàn  khi  tính  toán ề v   ứng  suất  tiếp  xúc  và  ứng  suất  ốu n:  6.2 Tra  bảng  B [1]với:  94  Bánh  răng  chủ  động:  H1S =  1,1; F1 S =  1,75   Bánh  răng  bị  động:  H2S =  1,1; F2 S =  1,75  0 0     Hlim,  F lim -  Ứng  suất  tiếp  xúc  và ố u n  cho  phép  ứng  với  số  chu  kỳ  cơ  sở:   0 2HB  70      H lim     =>   0  F lim  1,8HB  0 2HB  70  2.245  70  560( MPa )   Bánh  chủ  động:   H lim1 1    0  F lim11,8HB 1  1,8.245  441( MPa )  0 2HB  70  2.230  70  530( MPa )   Bánh  bị  động:   H lim2 2    0  F lim21,8HB 1  1,8.230  414( MPa )   KHL,KFL  –  Hệ  số  tuổi  thọ,  xét  đến  ảnh  hưởng  của  thời  gian  ụph c  ụv   và  chế  độ  tải    trọng  của  bộ  truyền:   N m H 0 KHL  H  N HE      ,  trong  đó:   N F 0 K  mF  FL  NFE mH,  F m   –  Bậc  của  đường  cong ỏ m i  khi  thử  về  ứng  suất  tiếp  xúc.  Do  bánh  răng  có    HB  H m =  6  và F  m =  6  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 15 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   NHO,  NFO  –  Số  chu  kỳ  thay  ổđ i  ứng  suấtkhi  thử  về  ứng  suất  tiếp  xúc  và  ứng  suất    uốn:  N 30. H 2,4      HO HB      6 N HO  4.10 2,4 2,4 6 NHO130. H HB 1  30.245  16, 26.10  2,4 2,4 6     NHO230. H HB 2  30.245  13,97.10    6 NFO1 N F O2  4.10   NHE,  NFE  –  Số  chu  kỳ  thay  đổi  ứng  suất  tương  đương:  Do ộ b   truyền  chịu  ảt i  trọng   t ĩnh  =>  NHE=  NFE=  60c.n.t∑  ,  trong  đó:    c  –  Số  lần  ăn  ớkh p  trong  1  vòng  quay:  c=1    n  –  Vận  ốt c  vòng  của  bánh  răng    t∑  –  tổng  số  thời  gian  làm ệ vi c  của  bánh  răng  6 NHE1 N FE 1 60. c . n 1 . t  60.1.1460.18500  1620,6.10      n1 1460 6 NHE2 N FE 2 60. c . n 2 . t  60. c . . t   60.1. .18500  405,1510  u 4 Ta  có:  NHE1>  NHO1  =>  ấl y  NHE1=  NHO1  =>  HL1K =   1     NHE2>  HO2N   =>  ấl y  NHE2=  NHO2  =>  HL2K =  1      NFE1>  FO1N   =>  ấl y  NFE1=  FO1N   =>  FL1K =  1      NFE2>  FO2N   =>  ấl y  NFE2=  FO2N   =>  FL2K =  1  Do  ậv y  ta  có:  Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 16 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 0   H lim1 560 [ H1 ]Z R Z v K xH K HL 1  .1.1  509,10 MPa ) S 1,1  H1  0  H lim2 530 [ H2 ]Z R Z v K xH K HL 2  .1.1  481,82( MPa )  SH 2 1,1       0 441 [ ]F lim1 Y Y K K  .1.1  252( MPa )  F1S R S xF FL 1 1,75  F1 0   F lim2 414 [ F2 ]Y R Y S K xF K FL 2  .1.1  236,57( MPa )  SF 2 1,75    Do  đây  là ộ b   truyền  bánh  răng  trụ  răng  nghiêng  =>     H1 H 2     H 2     509,09 481,82 =>    H1 H 2   495,46 (MPa)  H 2 2      b.  Ứng  suất  cho  phép  khi  quá ả t i  [H ] max 2,8.m ax(  ch 1 ,  ch 2 )  2,8.580  1624( MPa )      [F1 ] m ax 0,8.  ch 1  0,8.580  464(MPa )    [F2 ] m ax 0,8.  ch 2  0,8.450  360(MPa ) 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục T1. K H  3     aw  Ka  u 1 . 2   ,  ớv i:  [H ] .u .  ba   Ka  –  hệ  số  phụ  thuộc  ậ v t  liệu  làm  bánh  răng  của  cặp  bánh  răng:  Tra ả b ng  6.5 1/3 B 1     =>  aK =  43  MPa .  96   T1  –  Moment  xoắn  trên  trục  chủ  động:  T1  =  81109  (N.mm)    [σH]  -  Ứng  suất  tiếp  xúc  cho  phép: σ [ H]  =  495,46  (MPa)    u  –  Tỷ  số  truyền:  u  =   4   ba,  bd   –  Hệ  số  chiều  rộng  vành  răng:  6.6   Tra  bảng  B 1 với  bộ  truyền  đối  ứx ng,  HB  <  350  ta ọ ch n  được  ba  0,4  97 Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 17 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   bd0,5  ba (u  1)  0,5.0,4(4  1)  1,0    KHβ,  FβK   –  Hệ  số  kể  đến  sự  phân  bố  không  đều  ảt i  trọng  trên  chiều  rộng  vành  6.7 răng    khi  tính ề v   ứng  suất  tiếp  xúc  và ố u n:  Tra  bảng  B [1]  với   1,0  và  sơ ồ đ   98 bd bố  trí  là  sơ  đồ  6  ta  ợđư c:  KH  1,05    KF 1,1   Do  ậv y:  T1. KH  81109.1,05 3 3 aw  Ka  u 1 .2  43(4  1) 2  129,17( mm )   [H ] .u .  ba 495, 46 .4.0, 4 Chọn  aw  =  301   (mm)  3.4 Xác định các thông số ăn khớp      a.  Mô  đun  pháp    m  =  (0,01÷0,02)aw  =  (0,01÷0,02).130  =  1,3÷2,6  (mm)  6.8   Tra  bảng  B [1]   chọn  m  theo  tiêu ẩ chu n:  m  =  2  (mm).  99      b.  Xác  định  số  răng    Chọn  sơ ộ b   β  =  014   =>  cosβ  =  0,970296    Ta  có:  0 2.aw cos  2.130.cos14     Z    25,23,  ấl y  1Z =  25.  1 m( u  1) 2(4  1)     Z2=  u.Z1=  4.25=  100  Z2 100   Tỷ  số  truyền  thực  ết :  ut    4   Z1 25 Giáo viên hướng  dẫn:  Trịnh  Đồng  Tính Trang 18 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải u u 4 4   Sai  ệl ch  tỷ  số  truyền:  u t .100%  .100%  0 <4%  thoả  mãn.  u 4      c.  Xác  định  góc  nghiêng  răng  m( Z Z ) 2 25 100 cos 1 2   0.96     2aw 2.130   arcc os( c os  )  ar cc os(0,96)  15,940      d.  Xác  định  góc  ăn ớ kh p  twα   0 tg   tg20  0     t  tw arctg   ar ctg    20,73   cos   0,96    Góc  nghiêng  của  răng  trên  hình  trụ  cơ  sở  βb:  0 0 0     barctg c os  t . tg    ar ctg ( c os20,73 . tg 15,94 )  14,96   3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học   Tỷ  số  truyền  thực  ết :  tu =   4   Đường  kính  vòng ăn  l của  cặp  bánh  răng:     2.aw 2.130 dw1    52( mm )      ut 1 4  1      dw22. a w  d w1  2.130  52  208( mm )  d. n .52.1460   Vận  tốc  trung  bình  của  bánh  răng:  vw1 1   3,98( m / s )   60000 60000 6.13   Tra  ảb ng  B [1]   với  bánh  răng  trụ  răng  nghiêng  và  v  = 3,98  (m/s)