Đồ án Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

A.LỜI MỞ 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 đã 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. Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và bộ truyền đai. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải. Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, 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. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Trần Quyết Tiến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này./.. THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Đề số: 1A 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= 2500N : Lực kéo băng tải v= 2,0 m/s : Vận tốc băng tải P lv = 2500.2,01000 = 5 KW Hệ số tải trọng tương đương : β b = titckPiPl = tmmtck.1,4MM2+t1tck.MM2 Ta có tmm= 3s tmmtck.1,4MM2≈ 0 b = t1tck.MM2=1 Hiệu suất truyền động : η η = hđhbrh3olhk hđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3) hbr= 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3) hol= 0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3) hk = 1 : hiệu suất khớp nối Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống : h = 0,95.0,98. 0,9953 = 0,926 Công suất cần thiết Pct bằng : P ct = Plv.βη = 5.10,926 = 5,395 kw 2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.ut (công thức 2.8 /21) Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác ut : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống Số vòng quay của trục công tác : nlv nlv = 60000.vπ.D = 60000.2,0π.575=66,43 (vòng/phút ) với D= 575mm : đường kính băng tải Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ut ut = uđ .ubr Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3,5 Suy ra : ut = 4.3,5=14 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.ut = 66,43.14 = 930,02 (vòng/phút) 3. Chọn động cơ : Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập nhẹ nên động cơ phải có Pđm ³ Pct= 5,395 KW Nđc~ nsb= 930,02 (vòng/phút) TmmT ≤ TkTdn -Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu 4A132S6Y3 có thông số kỹ thuật Kiểu động cơ Công suất (kw) Vận tốc(v/p) Cos φ η (%) TmaxTdn TkTdn 4A132S6Y3 5,5 960 0,80 85 2,2 2,0 Kiểm tra điều kiện mở máy Pđc = 5,5 > Pct = 5,395 Nđb = 960(v/p) ≈ nsb = 930,02 (v/p) TmmT1 = 1,4MM =1,4 TkTdn = 2,0 TmmT1 ≤ TkTdn (thỏa mãn) II. Phân phối tỷ số truyền : - Với động cơ đã chọn ,ta có : Pđc = 5.5 (KW) nđc = 960 (v/p) Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : ut= nđcnlv = 96066,43=14,451 Mà ta có : ut = uđubr Trong đó : uđ = 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng Ubr = UtUđ = 14,4514 = 3,612 6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục : - Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 960 ( v/p) - Tốc độ quay trên trục I là: nI=nđcuđ = 9604=240 ( v/p) - Tốc độ quay trên trục II là: nII=nIubr = 2403,612=66,43 ( v/p) -Tốc độ quay trên trục công tác là: nct=nIIUk=66,431 =66,43( v/p) - Công suất trên trục II : P2 = ptdηol2.ηk = 50,9952.1 = 5,050 (kw) - Công suất trên trục I là : PI = PIIηbrηol = 5,0500,98.0,995 = 5,179 (kw) -Công suất trên trục động cơ : Pđc = PIηđ= 5,1790,96 = 5,395 (KW) 7. Xác định momen xoắn trên các trục : Momen xoắn trên trục động cơ là: Tđc=9,55.106.Pđcnđc=9,55.106.5,395960=54713,541 Nmm Momen xoắn trên trục I là : TI=9,55.106.PInI=9,55.106.5,179 240=206081,041 Nmm Momen xoắn trên trục II là : TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.5,050 66,43=725989,763 Nmm Momen xoắn trên trục công tác là : Tct=9,55.106.Ptđnct=9,55.106.5 66,43=718801,746 Nmm ¨ Ta có bảng thông số sau : Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Trục công tác uđ=4 ubr=3,612 Uk=1 P (KW) 5,5 5,179 5,050 5 n (v/ph) 960 240 66,43 66,43 T (N.mm) 54713,541 206081,041 725989,763 718801,746 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 =5,5 KW Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc = 960V/P Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc = 54713,541 Nmm b b y 400 h t o Tỷ số truyền : u1= uđ = 4 Số ca làm việc : 1 ca Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ b.Chọn loại đai 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=5,5 KW Số vòng quay trục chủ động : n1=960 V/P – Theo hình 4.1/T59/q1.Ta chọn tiết diện đai hình thang loại Б. 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 Б như sau : Loại đai Kích thước tiết diện đai (mm) Diện tích tiết diện A,mm2 Đường kính bánh đai nhỏ Chiều dài giới hạn bt b h y0 Б 14 17 10,5 4,0 138 140-280 710 -7100 2.Xác định đường kính bánh đai : a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 : Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=180 mm theo Б tiêu chuẩn. Vận tốc đai : v = π.d1n160000 = π.180.96060000 = 9,047 (m/s) v =9,047 (m/s) < 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= 4.180.(1- 0,02) = 705,6 mm Chọn theo tiêu chuẩn : d2=710 mm Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế : Ut = d2d1 .(1-ε) = 710180(1-0,02) = 4,025 Sai số của tỉ số truyền Δ = ut-uđuđ.180% = 4,025-4 4 .100% =0,623% < 4%(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= 0,95.710= 674,5 mm Giá trị của a phải thỏa mãn điều kiện sau 0.55.(d1+d2) +h ≤ a ≤2.(d1+d2) 0,55.(180+710) + 10,5 ≤ a ≤ 2.(180+710) 500 ≤ a ≤ 1780 – Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 : l = 2a+π.(d2+d1)/2+d2-d12/(4.a) = 2.674,5+ π.(710+180)/2 + (710-180)²/(4.674,5) = 2851,1 mm Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 2800 mm – Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta có : i = vl=9,047.1032800=3,23 s-1 Vậy ta có : i = 3,23 s-1< imax=10 s-1 (thỏa mãn) –Tính lại khoảng cách trục a: (mm) Trong đó 𝛌 = l – π.d2+ d12 = 2800 – π.710+1802 = 1402 ∆ = d2-d12 = 710-1802 = 265 Vậy khoảng cách trục thực :a = 1402+ 14022- 8.26524=700,8 mm Ta thấy a =700,8 mm thỏa mãn điều kiện 500 ≤ a ≤ 1780 4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn: Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có : Góc ôm α1 = 1800-d2- d1a .570 = 180 – 710-180700,8.57=136,890 α2 = 1800+ d2-d1a .570= 180 + 710-180700,8.57 = 223,10 Kiểm tra điều kiện : α1=136,890 > αmin = 1200 (thỏa mãn) 5.Xác định số đai cần thiết z : Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta có : z = P1.kđP0.Cα.C1.Cu.Cz P1=5,395KW: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]=3,0 KW (với v= 9,047 m/s và d1=180mm) =>P1 [P0]=5,3953,0=1,798,tra bảng 4.18/t61/q1,ta được Cz=0,95 Cα :Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 Ta có : Cα=1-0,0025.180-α1 =1-0,0025.180-136,89=0,892 C1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại Б ta có l0=2240 mm =>ll0= 28002240=1,25 ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được C1=1,04 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 = 5,395.1,13,0.0,892.1,04.1,14.0,95 = 1,968 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= 4,2 , t = 19 ,e =12,5 Vậy : B = (2–1).19+2.12,5=44 mm - §­êng kÝnh ngoµi cña b¸nh ®ai nhá lµ: da1 = d1 + 2h0 = 180 +2.4,2 = 188,4 (mm) - §­êng kÝnh ngoµi cña b¸nh ®ai lín lµ: da2 = d2 + 2h0 = 710 + 2.4,2 = 718,4 (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/q1ta được qm=0,178 kgm =>Fv= qm.v2=0,178.9,047=14,568 N Vậy ta có : F0=780.5,395.1,1.9,047.0,892.2+14,568=301,368 N Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó : Frđ = 2.F0.z.sin(α12) = 2. 301,368.2.sin136,892 = 1121,167 N Frđx=Frđ .cosα = 1121,167 .cos65= 473,826N Frđy=Frđ .sinα = 1121,167 .sin65= 1061,123 N với α =650là 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 180 mm Đường kính bánh đai nhỏ : d2 710 mm Chiều rộng bánh đai B : 44 mm Chiều dài đai : l 2800 mm Số đai : z 2đai Tiết diện đai : Ђ 138 mm2 Khoảng cách trục : a 700,8 mm Góc ôm : α1 136,890 Lực căng ban đầu : Fo 1121,167 N Lực tác dụng lên trục Frđx 473,826N Frđy 1061,123 N II.Thiết kế bộ truyền bánh răng (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) 1.Các thông số đầu vào : – Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập nhẹ – Số ca làm việc : 1 ca – Công suất trên trục chủ động : P1=PI=5,179 KW – Số vòng quay trên trục chủ động : n1=nI=240 v/ph – Momen xoắn trên trục chủ động : T1=TI= 206081,041 Nmm – Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : u1=ubr=3,612 2.X ác định ứng suất cho phép : a. Chọn vật liệu: Do hộp giản tốc 1 ca chịu tải trọng nhẹ nên ta chọn nhóm vật liệu loại I có đon rắn HB ≤ 350,đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của bánh răng nên nhiệt luyện của bánh răng lớn đạt độ lớn thấphơn độ rắnbánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị H1 ≥ H2 = (10......15)HB Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng trụ răng ngiêng 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: 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 (6.1) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (6.2) 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. Y=1,08 – 0,0695ln(m) KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 YRYsKxF = 1 Vậy 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=250 ; độ rắn bánh lớn : HB= 235 Khi đó : s = 2.250+70= 570 MPa s = 1,8.250=450 MPa s = 2.235+70=540 MPa s =1,8.235= 423 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= 30.2502,4 = 1,706 .107 NHO2= 30.2352,4 = 1,471 .107 NHE;NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương . Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng không đổi nên ta có NHE = NFE = 60.n.c.t∑ Với c ,n ,t∑ lần lượt là số lần ăn khớp trong 1 vòng bánh quay,số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét NHE1 = 60.1.240.24000 = 34,56.107 ≥ NHO1= 1,706.107NHE2 = 60.1.66,43.24000 = 9,566.107 ≥NHO2 = 1,471.107 KHL1 = 1 , KHL2 = 1; KFL1 = 1 , KFL2 = 1. Theo công thức (6.1a) và (6.2a), ta tính được  [s]=570.11,1 = 518,18 MPa [s]= 540.11,1 = 490,9 MPa Với bánh răng trụ răng ngiêng ta có: [s] = σH1+ σH2 2 = 518,18+490,92 =504,54 MPa Ta thấy [s] = 504,54 ≤ 1,25[s]min=1,25. 490,9= 613,625 (thỏa mãn)  [s]= 450.11,75= 257,142 MPa [s]=423.11,75 = 241,174 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. khoảng cách trục Theo công thức 6.15a ta có aw= Ka.(u ± 1).3T1KHβ[σH2]uψba Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dwl=Kd.3T1KHβ(u±1)[σH]2ψbd+với Ka ,Kd là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5 tthdđck/t1/96 ta được Ka = 43 Mpa1/3 + T1 là momen xoắn trên trục chủ động ,Nmm,T1= 206081,041 Nmm + [sH] = 504,54 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép,Mpa + u = 3.612 là tỉ số truyền bánh răng  + ψba= bwaw= 0,35 (bw là chiều rộng bánh răng ),chọn bảng 6.6 tthdđck/t1/97 + Ψbd=bwdwl +KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.16/tthdđck/t1/97 ta có : Ψbd=0,53ψba.(u±1) = 0,53.0,35.(3,612+1) = 0,885 Theo bảng 6.7/98 ta có KHβ= 1,06vậy aw= 43.(3,612 +1)3206081,041.1,03504,542.3,612.0.35 = 172,63 (mm) Chọn a= 170 mm 4.Xác định các thông số ăn khớp : a.mođun ăn khớp : theo công thức 6.17tkhdđck/t1/97 ta có : m = (0,01 ÷ 0,02).aw=(0,01 ÷ 0,02).170 = (1,7 ÷3,4 ) theo bảng 6.8tkhdđck/t1/99 ta chọn m =2 b.xác định số răng,góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x Theo công thức 6.18tkhdđck/t1/99 ta có aw= m(z1 + z2) /(2cosβ) Ta chọn sơ bộ β = 100 theo công thức 6.31tkhdđck/t1/103 ta có số bánh răng nhỏ là z1 = 2aw.cosβm(u+1)= 2.170.cos102(3,612+1) = 36,3 lấy z1= 36 số bánh răng lớn là z2 = u.z1 = 3,612.36 = 130 ;lấy z2= 130 Mà zt= z1 + z2 =36+130 = 166 +Theo công thức 6.32tkhdđck/t1/103 ta có Cosβ = mzt/(2aw)=2.166/(2.170)= 0,976 β = 130 +Tỉ số truyền thực tế :u=z2z1= 130/36 = 3,61 + Ta tính lại khoảng cách trục aw= m(z1 + z2)/(2cosβ) = 2.166/(2.0,976) =170,08 mm Ta chọn aw= 170 mm Xác định hệ số dịch chỉnh x Nhờ có góc nghiêng β của răng nên không cần hệ số dịch chỉnh c.các thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục : aw= 170mm Đường kính chia : d1=mz1/cosβ = 2.36/0,976 =73,77 (mm) d2=mz2/cosβ = 2.130/0,976 =266,39 (mm) Đường kính lăn dw1= 2aw(u+1)= 2.170/(3,612+1)= 73,72(mm) dw2= dw1.u = 73,72.3,612=266,27(mm) Đường kính đỉnh răng ăn khớp mgoài da1=d1+2(1+x1 - ∆y)m da1= 73,77 + 2.2= 77,77 mm da2= 266,39 +2.2 =270,39 mm Đường kính đáy răng df1= d1 - (2,5 -2x1)m = 73,77 – ( 2,5 – 2.0 ) = 68,77 mm df2= d1-(2,5 -2x2)m = 266,39 – (2,5 – 2.0 ) =261,39 mm Góc profin gốc :theo TCVN 1615-71 , α = 200 Đường kính cơ sở db1= d1cosα = 73,77.cos 20=69,32 mm db2= d2cosα = 266,39.cos 20 = 250,324 mm Góc profin răng αt= arc(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos13)=20,450 5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.53/t105/q1 ta có : sH [sH] = 504,54 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 Ta có bw= ψba.aw=0,35.170= 59,5 mm + ze: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Với hệ số trùng khớp dọc: εβ =bw.sinβ/(m.π) (ct6.37 /t1/Tr 105) εβ = 59,5.sin 130/(2.3,14) = 2,06 > 1 Þ ze= 1εα - εα: Hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38b-tr105-tài liệu (1): ea =[1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb ea =[1,88 –3,2 (1/36 +1/130)].cos(13o)= 1,77 Vậy ze= 1εα = 11,77 = 0,751 + zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,ta có ZH= 2cosβbsin2αtw -βb : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. Theo 6.35 tài liệu (1): tgβb = cosαt.tgβ Theo công thức ở bảng 6.11 tài liệu [I],theo TCVN 1615_71 α = 20 với αtw= αt =arctg(tg/cosβ)= arctg(tg20/cos130)=20,450 (tgβb=cosαt.tgβ=cos(20,45)tg(13)=0,208 Vậy βb =120 ZH= 2cosβbsin2αtw =2cos120sin2.20,450=1,729 T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 206081,041 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=1,06 - Trị số của cấp chính xác phụ thuộc vận tốc vòng Theo 6.40/t1/161: v=π.dwl.n1/60000 dw1: là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức ở bảng 6.11 dw1 = 2aw/ (u±1) = 2.170/(3,612+1) = 73,72 mm n1: Số vòng quay trên trục chủ động n1= 240 vòng/phút → v=3,14.73,72.240/60000 = 0,9 m/s Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,9 m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 161- tài liệu [1]) ta được cấp chính xác động học là 9. Tra bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : KHa = 1,13. - T1 = 206081,041 (N.mm). - KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức 6.41-tr107-tài liệu (1) Trong đó: nH = dH.g0.v.awu + dH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với dạng răng nghiêng thì dH=0,002 + g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác là 9 thì g0 = 73 nH= 0,002.73.0,9.1703,612 = 0,9 < 230 thoả mãn Vậy kHV = 1+ 0,9.73,72.59,52.206081,041.1,03.1,13 = 1,008 Do đó kH = 1,03.1,13.1,008= 1,173 Vậy ta có sH = 274.1,729.0,7512.206081,041.1,173(3,612+1)73,722.59,5.3,612 = 491,58 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,9m/s Þ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25¸0,63 mm. Do đó ZR = 1 với da< 700mm Þ KxH = 1. Þ [sH]* = 504,54.1.1.1= 504,54MPa. Nhận thấy rằng sH < [sH]* do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc. Tính lại chiều rộng vành răng bw=ψbα.awσHσH2=0,35.170.491,58504,542= 56,48 mm Chọn lại bw = 50 mm 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [sF] hay: Điều kiện bền uốn cho răng: sF1 = 2T1.KF,Yε.Yβ.YF1bwdw1.m £ [sF1] (6.43) sF2 = £ [sF2] (6.44) Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 =206081,041Nmm; m- Mô đun pháp, với bánh răng trụ răng nghiêng : m = 2 (mm); bw-Chiều rộng vành răng, bw = 50 (mm); dw1 -Đường kính trung bình của bán