Tài liệu Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii Nội dung̣ PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN............1 1.1. Chọn động cơ điện.........................................................1 1.2. Phân phối tỷ số truyền...................................................3 1.3. Tính các thông số trên trục............................................3 1.4. Lập bảng thông số.........................................................4 PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN................................5 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích...................................5 2.2. Tính toánthiết kế bộ truyền trong ( bánh răng trụ)......12 PHẦN 3: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN...........................................21 3.1. Tính toán khớp nối.......................................................21 3.2. Tính sơ bộ trục:............................................................24 3.3. Tính, chọn đường kính các đoạn trục...........................28 Phần IV lựa chọn kết cấu.........................................................45 4.1. Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết....45 4.2. Tính, lựa chọn bôi trơn:................................................48 4.3. Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp...................48 4.4 Dung sai lắp ghép.........................................................51 Tài liệu tham khảo...................................................................53 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 0 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 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 xích tải: = 3000 (N)) Vận tốc xích tải: v = 1,4 (m/s) Số răng đĩa xích tải: Z = 10 (răng) Bước xích tải: p = 80 (mm) Thời gian phục vụ: Lh = 12000 (h) Số ca làm việc: soca = 2 (ca) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 700 Đặc tính làm việc: va đâ ̣p nhe. 1.1. Chọn động̣ cơ điện 1.1.1 Công suất làm việc F .v 3000.1, 4 Plv   4, 2 1000 1000 (KW) 1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động  br .ol3 . x . kn Trong đó tra bảng B 2.3 [1] 19 ta được:  Hiệu suất bộ truyền bánh răng: br = 0,97  Hiệu suất bộ truyền xích:  x = 0,92  Hiệu suất ổ lăn: ol = 0,99  Hiệu suất khớp nối: kn = 0,99 3   br .ol . d . x = 0,97.0,993.0,92.0.99= 0,857 1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ Pyc  Plv 4, 2   0,857 = 4,9 (KW) GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 1 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii 1.14 Số vòng quay trên trục công tác nlv  60000.v 60000.1, 4  105 z. p 10.80 (v/ph) 1.1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ usb u x .ubr Theo bảng B 2.4 [1] 21 chọn sơ bộ:  Tỷ số truyền bộ truyền xích: u x =2,5  Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng ubr = 4  usb ux .ubr = 2,5.4 = 1 1.1.6 Số vòng quay trên trục động cơ nsb nlv .usb =105.10 = 1050 (v/ph) 1.1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ t Chọn ndb = 1000 (v/ph) 1.1.8 Chọn động cơ Tra bảng phụ lục tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn: b t ndb ndb 1000(v / ph)  cf  Pdc Pyc 4,9( KW ) Ta được động cơ với các thông số sau: Ký hiệu động cơ:  KH : 4 A132 S 6Y 3  cf  Pdb 5,5 KW  ndc 960(v / ph) d 38mm  dc 1.2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của hệ: uch  ndc 960  nlv 105 = 9,143 Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 2 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ux  ẫn ộnn xíchh tii uch 9,143  ubr 4 = 2,28 uch 9,14  ubr 4 u 2, 28  x Vậy ta có: 1.3. Tính các thông̣ số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=4,2 (KW) Công suất trên trục II: P 4, 2 PII  ct  ol . x 0,99.0,92 = 4,611 (KW) Công suất trên trục I: P 4, 611 PI  II  ol .br 0,99.0,97 = 4,802 (KW) Công suất trên trục động cơ: P 4,802 Pdc  I  ol .kn 0, 99.0, 99 = 4,899(KW) Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 960 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: nI  ndc 960  ukn 1 = 960 (v/ph) Số vòng quay trên trục II: nII  nI 960  ubr 4 =240 (v/ph) Số vòng quay trên trục công tác: nct  nII 240  u x 2.28 = 105.26 (v/ph) Môment xoắn trên trục động cơ: GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 3 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Tdc 9, 55.106 Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii Pdc 4,899 9,55.106 ndc 960 = 48734,84 (N).mm) Môment xoắn trên trục I: TI 9,55.106 PI 4,802 9,55.106 47769, 90 nI 960 (N).mm) Môment xoắn trên trục II: TII 9,55.106 PII 4, 611 9,55.106 183479,38 nII 240 (N).mm) Môment xoắn trên trục công tác: Tct 9, 55.106 Pct 4, 2 9,55.106 381056, 43 nct 105, 26 (N).mm) 1.4. Lập bảng̣ thông̣ số Thông số/ trục Động cơ I ukn=1 II ubr=4 Công tác ux=2,28 P(KW) 4,899 4,802 4,611 4,200 n(v/ph) 960 960 240 105,26 T(N).mm) 48735 47770 183480 381056 PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích Thông số yêu cầu: P = PII = 4,611 (KW) T1 = TII = 183480 (N).mm) n1 = nII = 240 (v/ph) u = ux = 2,28 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn @ = 700 Văn Duy Trang 4 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii 2.1.1 Chọn loại xích Do điều kiện làm việc chịu va đập nhe, vâ ̣n tốc truyền thấp và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn. 2.1.2 Chọn số răng đĩa xích Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2,28= 24,44 Chọn Z1 = 25 Z2 = u.Z1 = 2,28.25 = 57 Chọn Z2 = 57 2.1.3 Xác định bước xích Bước xích p được tra bảng B 5.5  1 81 với điều kiện Pt ≤[P], trong đó: Pt – Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn Ta có: Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:  Z 01 25  n01 200 Do vậy ta tính được: kz – Hệ số hở răng: kn – Hệ số vòng quay: kz  Z 01 25  1, 0 Z1 25 kn  n01 200  0,833 n1 240 k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó: k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng ta được k0 = 1,25 B 5.6  1 82 với @ = 700 ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 5 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng B ẫn ộnn xíchh tii 5.6  1 82 ta được ka = 1,0 kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: Tra bảng B 5.6  1 82 => kđc = 1,1 kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng yêu B 5.6  1 82 , ta được kbt = 1,3 bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt cầu kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng B 5.6  1 82 , ta được kđ = 1,2 - đặc tính va đập nhe kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng ca làm việc là 2 ta được kc = 1,25 B 5.6  1 82 với số k = k0kakđckbtkđkc = 1,25.1,0.1,1.1,3.1,2.1,25 = 2,681 Công suất cần truyền P = 4.611 (KW) Do vậy ta có: Pt = P.k.kz.kn = 4,611.2,681.1,0.0,833 = 10,30 (KW) 5.5 B  1 Tra bảng 81 với điều kiện      Pt 10,30( KW )  P   n01 200 ta được: Bước xích: p = 25,4 (mm) Đường kính chốt: dc = 7,95 (mm) Chiều dài ống: B = 22,61 (mm) Công suất cho phép: [P] = 11 (KW) 2.1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích Chọn sơ bộ: a= 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm) GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 6 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii Số mắt xích: 2 2 2a Z  Z 2  Z 2  Z1  p 2.1016 25  57  57  25  25, 4 x  1     121, 65 p 2 4 2 a 25, 4 2 4 21016 Chọn số mắt xích là chẵn: x = 122 Chiều dài xích L =x.p =122.25,4 = 3098,8 (mm). 2 2 Z1  Z 2 Z1  Z 2  p   Z 2  Z1    a  x  x   2  4 2 2        * 2 2 25, 4  25  57 25  57  57  25      122   1020,5( mm) a    122    2 4  2 2         * Để xích không quá căng cần giảm a một lượng: a 0,003.a* 0, 003.1020,5 3, 062(mm) Do đó: a a*  a 1020,5  3, 062 1017, 438( mm) Số lần va đập của xích i: B 5.9  1 85 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm) => Tra bảng Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 30 i Z1.n1 25.240  3, 279   i  25 15.x 15.122 2.1.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền s Q  s  kđ .Ft  F0  FV , với: Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng B 5.2  1 78 với p = 25,4 (mm) ta được:  Q = 56,7 (KN))  Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg). kđ – Hệ số tải trọng động: Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1,2 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 7 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy t Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii – Lực vòng: 1000 P 1000.4, 611 Ft   1815,35( N ) v 2,54 Với: v v Z1. p.n1 25.25, 4.240  2,54(m / s ) 60000 60000 – Lực căng do lực ly tâm sinh ra: Fv q.v 2 2, 6.2, 54 2 16, 774( N ) 0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 9,81.k f .q.a , trong đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =700 => kf = 2 F0 9,81.k f .q.a 9,81.2.2, 6.1017, 438.10 3 51.902( N ) [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng B 5.10  1 86 với p = 25,4 (mm); n1 = 240 (v/ph) ta được [s] = 9,3 Do vậy: s Q 56700  25, 23  s  kđ .Ft  F0  FV 1, 2.1815,35  51,902  16, 744 2.1.6 Xác định thông số của đĩa xích Đường kính vòng chia: p 25, 4  d1         202, 660(mm)  sin   sin    25    Z1   p 25, 4 d   461, 082(mm) 2      sin   sin     57   Z2   Đường kính đỉnh răng: GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 8 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii          d a1  p  0,5  cot g    25, 4  0,5  cot g    213, 762( mm)  25     Z1               d  p 0,5  cot g     25, 4  0,5  cot g    473, 082( mm) a 2   57     Z2     Bán kính đáy: r 0,5025d1'  0, 05 với d1' tra theo bảng B 5.2  1 78 ta được: d1' 15,88(mm) r 0,5025d1'  0, 05 0,5025.15,88  0,05 8,387( mm) Đường kính chân răng: d f 1 d1  2r 202, 660  2.8,387 185,886(mm)  d f 2 d 2  2r 462, 082  2.8,387 444,308(mm) Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:  H 1 0, 47 kr ( Ft K đ  Fvđ ) E A.kđ , trong đó: Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2 A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng B 5.12  1 87 với p = 25,4 (mm); A = 180 (mm2) kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,48 kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy (nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1) vđ – Lực va đập trên m dãy xích: Fvđ 13.10 7.n1. p3 .m 13.10 7.240.25, 43.1 5,113( N ) E – Môđun đàn hồi: GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 9 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy E Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii 2E1E 2 2,1.105 ( MPa) E1  E 2 do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép. Do vậy:  H 1 0, 47 kr ( Ft K đ  Fvđ ) Tra bảng B E 2,1.105 0, 47 0, 488.(1815,35.1, 2  5,113) 478,377( MPa ) A.k đ 180.1, 2 5.11  1 86 ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc  (800  900)  H 478,377( MPa) tính tôi cải thiện, có  H  2.1.7 Xác định lực tác dụng lên trục Fr kx .Ft trong đó: kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: kx =1,05 vì @=700 >400. => Fr kx .Ft 1, 05.1815,35 1906,118( N ) 2.1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích ---- Xích ống con lăn Bước xích p 25,4 (mm) Số mắt xích x 122 Chiều dài xích L 3098,8 (mm) Khoảng cách trục a 1017,438 (mm) GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 10 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25 Số răng đĩa xích lớn Z2 57 Vật liệu đĩa xích Thép 45   H  (800  900)( MPa) Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,660 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 461,082 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 213,762 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 473,082 (mm) Bán kính đáy R 8,387 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 185,886 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 444,308 (mm) r 1906,118 (N)) Lực tác dụng lên trục GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 11 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii 2.2. Tính toánthiết kế bộ truyền trong̣ ( bánh răng̣ trụ) P1=P I =4,802(Kw) n1=n I =960(v / ph) u=u BR=4 2.2.1 thông số đầu vào T 1=T I =47770 ( N . mm ) Th ờ igianl à mvi ệ c :12000 h { 2.2.2 Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng bảng  3  8  /41 sách hướng dẫn thiết kế chi tiết máy ta chọn: Vật liêu bánh lớn     N)hãn hiệu thép: 45 tôi cải thiện (giả thiết phôi từ 300÷ 500mm) Độ rắn: HB=192÷ 240. Ta chọn HB2=230 phôi rèn Giới hạn bền: σ b 2=750(N/mm2) Giới hạn chảy:σ ch 2=450(N/mm2) Vật liêu bánh nhỏ     N)hãn hiệu thép: 45 tôi cải thiện (giả thiết phôi dưới 100mm) Độ rắn: HB=241÷ 285. Ta chọn HB1=245 phôi rèn Giới hạn bền: σ b 1=850(N/mm2) Giới hạn chảy:σ ch 1=580(N/mm2) 2.2.3 Xác định ứng suất cho phép  ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:   H0 lim   H   S Z R Z v K xH K HL  H  0     F lim Z Z K K R S xF FL  F SF Chọn sơ bộ  Z R Z v K xH 1   Z R Z S K xF 1 SH, S : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: tra 6.2 B  1 bảng 94 với: o bánh răng chủ động:SH1=1,1 ;S 1=1,75 o bánh răng bị động: SH2=1,1 ;S 2=1,75 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 12 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii  H0 lim ,  F0 lim : ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn cho phép ứng vói số chu kỳ cơ sở: Bánh chủ động: Bánh bị động: 0  H lim1 2 HB1  70 2.245  70 560( MPa)  0  F lim1 1,8HB1 1,8.245 441( MPa) 0  H lim 2 2 HB 2  70 2.230  70 530( MPa)  0  F lim 2 1,8 HB 2 1,8.230 414( MPa) K HL , K FL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:   K HL mH    K mF  FL  NH 0 N HE NF 0 N FE , trong đó: mH=6,m =6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc N)H0,N) 0: số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: 2,4 2,4  N) H01 30 H HB 1,625107 1 30.245  2,4 2,4 7  N) H02 30 H HB 2 30.230 1,397.10  6  N) F 01 N) F 02 4.10 NHE,NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh NHE1=NFE1=60c.n1.t Σ =60.1.960.12000=69,1.107 NHE2=NFE2=60c.n2.t Σ =60.1.240.12000=17,3.107 Ta có NHE1>N)H01 lấy NHE1=N)H01  K HL1 1 NHE2>N)H02 lấy NHE2=N)H02  K HL 2 1 NFE1>N) 01 lấy NFE1=N) 01  K FL1 1 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 13 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy NFE2>N) 02 Đề 1.01: hhiêt kê h lấy NFE2=N) 02 ẫn ộnn xíchh tii  K FL 2 1 Do vậy ta có   H0 lim1 560   Z R Z v K xH K HL1  .1.1 509,09( MPa )  H 1  S 1,1 H  0   530 .1.1 481,818( MPa)   H 2   H lim 2 Z R Z v K xH K HL 2  S 1,1  H  0     F lim1 Z Z K K  441 .1.1 252( MPa ) R S xF FL1  F1 SF 1,75   F0 lim 2 414    F 2   S Z R Z S K xF K FL 2 1,75 .1.1 236,57( MPa )  F Do là bánh răng trụ răng nghiêng nên  H   509,09  481,818 2 =495,454(MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải:   H  max 2,8.max   ch1 , ch 2  2,8.580 1624( MPa)    F 1  max 0,8. ch1 0,8.580 464( MPa)    F 2  max 0,8. ch 2 0,8.450 360( MPa) 2.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw K a (i 1) 3 T1 K H  H  2 u. ba Tra bảng B 6.5  1 96 với Ka=43 Mpa1/3 hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng T1= 47770 (N).mm)   H  =495,454 (Mpa) u=4 Tra bảng B 6.6  1 97 ,HB<350 chọn được  ba =0,4 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 14 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii  bd =0,5. ba (u+1)=0,5.0,4.(4+1)=1 Tra bảng B 6.7  1 98 với  bd =1 và sơ đồ 6 ta được:  K H  1,05   K F  1,1 aw K a (u 1) 3 T1 K H  H  2 u. ba 43.(4  1) 3 = 47770.1,05 495,4542.4.0,4 =108,3 (mm) Lấy aw= 110 mm 2.2.5 Xác định thông số ăn khớp Môđun pháp: m=(0,01÷ 0,02)aw=(0,01÷ 0,02).110=1,1÷ 2,2 (mm) tra bảng B 6.8  1 99 chọn m=2(mm) Xác định số răng: Chọn sơ bộ góc nghiêng β =15o  cos β =0,965926 2awCos  2.110.0,965926 2.(4  1) Z1= m(u  1) = =21,3 chọn Z1=21 Ta có: Z2=uZ1=4.21,3=85,2 chọn Z2=85 Tỷ số truyền thực tế : Z 2 85 Z 21 ut= 1 =4,05 Sai lệch tỷ số truyền : ut −u 4,05−4 .100 %= .100 %=1,25% <4% => thỏa mãn u 4 | | ∆ u= | | Xác định góc nghiêng của răng: GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 15 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii m( Z1  Z 2 ) 2.(21  85) 2aw Cos = = 2.110 =0,964 β  =arccos(cos  )=arccos(0,964)=15,42o Xác đinh góc ăn khớp atw :  tg   t=  tw=arctg  Cos   tg 20      =arctg  Cos15,42  arctg0,378   t =20,7 o Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở  b b =arctg  cos t .tg   =arctg(cos20,7 o.tg15,42)=14,47 o 2.2.6 Xác định các hệ số của một thông số động học: Tỷ số truyền thực : ut=4,05 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: 2 aw 2.110  d   43,56( mm)  w1 ut  1 4,05  1  d 2a  d 2.110  43,56 176, 44( mm) w w1  w2 Vận tốc vòng của bánh răng:  d .n 3,14.43,56.960 v  w1 1  60000 = 60000 2,19(m/s) 6.13  1 Tra bảng 106 với bánh răng trụ răng nghiêng và v=2,19(m/s) được cấp chính xác của bộ truyền là :CCX=9 B Tra phụ lục PL 2.3  1 250 với  CCX=9  HB<350  Răng nghiêng V=2,19(m/s) Từ thông tin trang 91,92 trong [1] ta chọn: Ra = 1,25……0,63  m  Z R 1 HB<350  Zv 1 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 16 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy d Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii 176,44(mm)  700(mm)  K 1 xH w2 Y Chọn R =1 Y 1,08  0,0695ln(m) 1,08  0,069ln 2 1,032 S 1,14 K 6,7  F B [1] 1,19   bd 98  K H  1,06  Tra bảng a2 d 1,13 K  H v 2,19(m / s)   1,37 K CCVX 9 ta được  F 1,03 K  Hv  K 1,07 Tra bảng phụ lục P2,3 trang 250 được  Fv 6,14 B [1] Tra bảng 107 với 2.2.7 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng  Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc 2T1K H (ut  1) bwut d w21  H Z m Z H Z   H    H  Z R Z v Z xH =495,454.1=495,454 (Mpa) Tra bảng ZH  B 6.5  1 96 được Z M =274 MPa1/3 2cos  b sin(2atw ) = 2cos14,47 sin(2.20,7) = 1,71  1 1  1,88  3,2    1,88  3,2  1  1   =  Z1 Z 2  =  21 85  =1,69 bw = ba aw =0,4.110=44 (mm) Lấy bw = 44 (mm) bw sin  44.sin15,42  = m = 2.3,14 =1,86 Vì  Z  >1  1 1   1,69 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy =0,77 Trang 17 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii Tiến hành kiểm nghiệm với bề rộng răng bw = 44 mm Tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H K K K H H  Hv =1,13.1,05.1,03=1,22 Thay vào được:  H 274.1,71.0,77. 2.47770.1,22(4,05  1) [σ H ] 44.4,05.43,562 =472,74< =495,454 (MPa)  Kiểm nghiệm về độ bền uốn: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F K K K F F  Fv =1,37.1,14.1,07=1,67 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y  1 1   = 1,75 =0,57  15,42 Y 1  1  140 140 =0,88 YF 1 ,YF 2 : phụ thuộc Z1 21  Z    23,44 v 1 3 3  cos  cos 15, 42  85  Z  Z 2  94,88 v2 3 3  c os  c os 15, 42 Số răng tương đương : YF 1 4 6.18  B  1 Y 3,6 109 Tra bảng chọn được:  F 2  F1  2T1K F Y Y YF 1 2.47770.1,67.0,57.0,88.4 bwd w1m = 44.43,56.2 = 83,63<   F 1  =252  F 1YF 2 83,63.3,6 75,27   F 2 = YF 1 = 4 <  F 2  =236,57 (MPa)  Kiểm nghiệm về quá tải: GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 18 Sinh Viên: Đồ án: Chi tiêt maáy Đề 1.01: hhiêt kê h ẫn ộnn xíchh tii T K qt  max T = 1,3 Hệ số quá tải:  H 1max   F1max   F 2max  H K qt 487, 49. 1,3 .K  F1 qt = 555,8 MPa 83,63.1,3= 108,72MPa  [  [ ] H max =1624MPa ] F1 max =464MPa .K   [ ]max F 2 qt F2 75,27.1,3= 97,85 MPa =360Mpa Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện bền 2.2.8 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng  Đường kính vòng chia mz1 2.21  d   43,57 1  cos cos15,42    d  mz2  2.85 176,35 2  cos cos15,42   Khoảng cách trục chia: a 0,5(d1  d 2 ) =0,5  43,57  176,35 =110(mm)  Đường kính đỉnh răng: d a1 d1  2m 43,57  2.2 47,57(mm)  d a 2 d 2  2m 176,35  2.2 180,35(mm)  Đường kính đáy răng:  d f 1 d1  2,5m 43,57  2,5.2 38,57(mm)   d f 2 d 2  2,5m 176,35  2,5.2 171,35(mm)  Đường kính vòng cơ sở: db1 d1cos 43,57.cos20 40,94( mm)  db 2 d 2cos 176,35.cos20 165,71( mm)  Góc profin gốc  20 GVHD: Nguyễn Tuấn Khoa Nguyễn Văn Duy Trang 19 Sinh Viên: