Đồ án Thiết kế máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ********** Đề số 1A: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Số liệu cho trước 1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N 2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s 3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm 5 Thời gian phục vụ Lh (giờ) Lh 20000 giờ 6 Số ca làm việc 2 ca 7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α (độ) a 45o độ 8 Đặc tính làm việc Êm 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 bộ truyền đai thang. - Phần III : Tính toán bộ truyền xích - Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. - Phần V : Chọn khớp nối. - Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục. - Phần VII : Tính chọn then. - Phần VIII : Tính chọn ổ trục. - Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. - Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác. - Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép. Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình. Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó được giao đề tài : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải. Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này.... Hưng Yên, ngày…/…./…. Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt . Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2 Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Chọn động cơ * Công suất cần thiết: - Công suất danh nghĩa trên trục công tác: Pdn = F.v/1000 Với F: lực kéo băng tải V: vận tốc băng tải ÞPdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW - Công suất đẳng trị của động cơ: β = P1 Trong đó: -P1 : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục công tác. - Pi : Công suất tác dụng trong thời gian ti. Þ β= = 0,82 kW - Công suất tính toán trên trục máy công tác: Pt = Pdn .β Þ Pt = 6,825.0,82 = 5,597 kW - Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động: Ta gọi ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức: ht = k.đ.rtru.ol4x Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1 k – hiệu suất của khớp nối. k = 1 đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang. đ = 0,95 rtru – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ. rtru = 0,97 ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn. ol = 0,99 x – hiệu suất của bộ truyền xích. x = 0,92 Þ ht=12.0,95.0,97.0,994.0,92= 0,8144 - Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = Pt / η = = 5,597 /0,144 = 6,87 kW * Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: - Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000.v/(πD) Với: v- vận tốc băng tải (m/s) D- Đường kính băng tải (mm) Þ nlv = 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p) - Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): ut = ux.uđ.uh Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích ux = 3,5 hộp giảm tốc=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp uh=4 bộ truyền đai uđ = 4 Þ ut = 3,5.4.4 = 56 - Số vòng quay trên trục động cơ : nsb = nlv. ut = 26,75 .56 = 1498 (v/p) Chọn số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: nđb = 1500 v/ph * Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4 Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Vòng/phút % Cos Khối lượng Kw Mã lực 50Hz 60Hz K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 94 (kg) 1.2. Phân phối tỷ số truyền: * Tính lại tỷ số truyền chung: ut = nđc / nlv = 1450 / 26,75 = 54 * Phân phối TST: Chọn uh= 4, chọn ux=3,5 Ta có: uđ = ut/(uh.ux) = 54 /(3,5.4) = 3,86 1.3. Tính các thông số trên các trục: *Tính toán tốc độ quay của các trục : Trục động cơ: nđc = = 1450/1 =1450 (v/p) Trục I: nI = = 1450/3,86 = 375,6(v/p) Trục II: nII = = 374,4/4 = 93,9 (v/p) *Tính công suất trên các trục: - Pđc = pct = 6,87 kW - PI = Pđc.ηđ.ηol = = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW - PII = PI. ηbr.ηol = 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW * Tính mômen xoắn: Tđc = 9,55.106.Pct / nđc = 9,55.106. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm) T1 = 9,55.106.PI / n1 = 9,55.106. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm) T2 = 9,55.106.PII / n2 = 9,55.106. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm) 1.4. Bảng kết quả tính toán : Trục Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Tỷ số truyền 3,86 4 Công suất P( kW) 6,87 6,46 6,2 Số vòng quay n (v/ph) 1450 375,6 93,9 Momen xoắn T( N.mm) 45247,2 164251,9 632585,5 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1. Chọn tiết diện đai Chọn tiết diện đai thang: Theo hình 4.1 tài liệu [1] Với Pđc =5,5 kW nđc = 1445 vòng/phút ® chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1): Ký hiệu Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm Chiều dài giới hạn l, mm bt B h yo A 11 13 8 2,8 81 100 ¸ 200 560 ¸ 4000 Mặt cắt của đai thang Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang: 2.2.Tính toán sơ bộ đai Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = (5,2...6,4) Với T1: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ. T1=Tđc=45247,2 N.mm ® d1 = (5,2…6,4) . = (185,3.. 228,06) Chọn d1 = 200mm Kiểm tra vận tốc đai với vmax = 25 m/s ® thoả mãn điều kiện. Theo (4.2) tài liệu [1] Hệ số trượt: e = 0,01-0,02 ® chọn ε = 0,02 Chọn đường kính bánh đai lớn là: Theo (4.2) tài liệu [1], chọn d2 = u . d1 .(1 - e) = 3,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm) Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 800 mm Vậy tỉ số truyền thực tế: Sai số tỉ số truyền là: Thỏa mãn điều kiện Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2:b ® a=0,95. d2 = 0,95.800=760 Kiểm tra điều kiện a: 0,7(d1 + d2) + h £ a £ 2(d1 + d2) 0,7(d1 + d2) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558 2(d1 + d2) = 2 (200 + 800) = 2000 ® thỏa mãn điều kiện Theo (4.4) tài liệu [1] Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai: Theo bảng 4.13 tài liệu [1] ® chiều dài tiêu chuẩn l = 3350 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo công thức (4.15) tài liệu [1] với imax = 10 vòng/giây Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mm Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1] Trong đó: Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ ® a1 > amin = 120o ® thoả mãn điều kiện 2.3. Xác định số đai z: Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1] Trong đó: + Ca : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] ® Ca = 1-0,0025(180- ) = 0,89với a = 139o + Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét. -lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1) Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] ® Cl = 1,15 + Kđ : hệ số tải trọng động Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] ® Kđ = 1,1 + Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] ® Cu = 1,14 với u = 3,86 + [Po] : công suất cho phép (kW) Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] ® [Po] = 4,06 kW với v = 15,12 m/s và d1 = 200 mm ® P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69 + Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] ® Cz = 1 Do đó z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45 ® lấy z = 1 2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1) B = (z - 1) . t + 2e Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1] B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3) da = d1 + 2ho = 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm) Xét lực căng bánh đai + Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra: Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1] Fv = qm . v2 =0,105.15,122 + qm: khối lượng 1 m chiều dài đai Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1] qm = 0,105 kg/m + v: vận tốc vòng =15,12(m/s) + P1: công suất trên bánh đai chủ động Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1] F0 = + 30 = 376,9 (N) Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1). Fr = 2Fo . z . sin(a1/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2) ® Fr = 706 (N) Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc Hình dáng mặt cắt đai Bảng thống kê Thông số Ký hiệu Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai Số đai Lực tác dụng lên trục d1, mm d2, mm B, mm l, mm z Fr, N 200 800 20 3350 1 706 PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 3. 1. Chọn loại xích Do bộ truyền tải không lớn, 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. 3.2. 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 (2.17) Với uxích = 2 Þ z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19 Vậy: z1 = 22 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1 £ zmax (2.18) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 22 = 77(răng) b. Xác định bước xích p Theo công thức 5.3 tài liệu (1), 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] (2.19) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW) [P]- công suất cho phép Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW); kz - Hệ số răng ; kz = = = 1,1363 kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,17 Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1): k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2.20) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…40)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. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437 Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW) Þ Pt = 5,79 KW < [P] = 19,3 KW Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] điều kiện p <pmax được thỏa mãn. Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy: asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm); Ta xác định số mắt xích theo công thức: x = + + (2.21) Þ x = + + = 122,82 Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức: a = 0,25.p (2.22) Theo đó, ta tính được: a = 0,25.31,75 Þ a =1272,86 = 1273 (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 » 4 (mm) Þ aw2 = a - Da = 1273 - 4 = 1269 (mm) Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = £ [i] (2.23) Þ i = = 2,486 Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25; Þ i = 2,486 < [i] = 25, 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] (2.24) Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có: Q = 88,5 kN = 88500 N; q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1] , ta có: q = 3,8 kg; kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1 v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: v = (2.25) Þ v = = 2,427 (m/s) Ft - Lực vòng trên đĩa xích: Ft = (2.26) Ft = = 902,35 (N) Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (2.27) Fv = 3,8. (2,427)2 = 22,38 (N) F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (2.28) 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. 1269 = 19,035 (mm); kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với phương nằm ngang; F0 = 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 79,44 Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5 Þ s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. d. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác định được các thông số sau: · Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 243,24 (mm) Ta lấy d1 = 243 (mm) d2 = = = 606,65 (mm) Ta lấy d2 = 607 (mm) · Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/24)] = 257,04 (mm) Ta lấy da1 = 257 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/60)] = 621,7 (mm) Ta lấy da2 = 622 (mm) · Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (2.29) với dl = 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1]. r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm) do đó: df1 = 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy df1 = 238 (mm) df2 = 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy df2 = 603 (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] (2.30) Trong đó: [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1]; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N) Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. nIII. p3. m (2.31) Fvd1 = 13. 10-7. 191,14. (31,75)3. 1 = 7,95 (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- tài liệu [1], với z1 = 24 Þ kr1 = 0,432 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 - tài liệu [1], ta có: A = 262(mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được: - Ưng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. = 288,84 (MPa) Ưng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 60 Þ kr2 = 0,22 Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p3. m = 13. 10-7. 76,45. (31,75)3. 1 = 3,18 (N) sH2 = 0,47. = 205,67 (MPa) Như vậy: sH1 = 288,84 MPa < [sH] = 600 MPa ; sH2 = 205,67 MPa < [sH] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427 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. f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.32) 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 (2.33) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N); Fr = 1,15. 902,35 = 1037,7 (N) Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục aw2 = 1269 mm Số răng đĩa chủ động z1 = 24 Số răng đĩa bị động z2 = 60 Tỷ số truyền uxích = 2,5 Số mắt của dây xích x = 122 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 243 mm Bị động: d2 = 607 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 = 257 mm Bị động: da2 = 622 mm Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 238 mm Bị động: df2 = 603 mm Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mm Bước xích p = 31,75 mm PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG 4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) Tên Vật liệu sb sch HB Bánh răng 1 Thộp 45 tôi cải tiến 850 580 250 Bánh răng 2 Thộp 45 tôi cải tiến 750 450 240 4. 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 (3. 34) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (3. 35) 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 (3. 17) và (3.18) trở thành: [sH] = (3. 34a) [sF] = (3. 35a) 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 - tài liệu [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 = (3. 36) KFL = (3. 37) Trong đó: mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH =