Đồ án Thiết kế chi tiết máy

B/PHẦN THUYẾT MINH PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1/ Chọn động cơ. 1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ. Công suất trên trục công tác: Pct=
Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc=(Pct/(. Trong đó: ( là hiệu suất truyền động. ( :Hệ số thay đổi tải trọng Hiệu suất truyền động: ( = (xích..(mổlăn.(kbánhrăng .(khớp nối. m: số cặp ổ lăn (m=4) k: số cặp bánh răng (k=2); tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có hiệu suất của bộ truyền xích để hở: (xích.=0,93 hiệu suất của các cặp ổ lăn: (ổlăn.=0,995 hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : (bánhrăng =0,97 hiệu suất của nối trục đàn hồi: (khớp nối=0,99 vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là (=0,93.0,9954.0,972.0,99=0,849 Hệ số thay đổi tải trọng: ( =
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là: Pyc=(Pct/(=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw). 1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: nct=
trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang. số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb) với .ux(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích) chọn ux(sb)=3 ( tra bảng 2.4 Tr21) uh(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc. uh(sb)=u1.u2=18 (tra bảng 2.4 Tr21) vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút) 1.1.3. Chọn động cơ: động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc
Pyc , nđc ( nsb và
tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có: công suất: Pđc=3Kw vận tốc : nđc=1420vòng/phút cosφ=0,83 hiệu suất: (%=82 tỷ số:Tmax/Tdn=2,2 và TK/Tdn=2,0>Tmm/T1=1,3 đường kính trục động cơ : dđc=28 mm 1.2. Phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung:uc=nđc/nct=1420/26,044=54,523. Chọn ung=3
uh=54,523/3=18,174. Ta có: uh=u1.u2. Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được: u1=5,7
u2=3,188
ux=3
1.3. Tính các thông số. 1.3.1.Số vòng quay: nđc=1420(vòng/phút)
n1=1420(vòng/phut)
n2=n1/u1=1420/5,7=249,12 (v/p)
n3=n2/u2=249,12 /3,188=78,143(v/p)
n
=n3/ung=78,143/3=26,05(v/p) Sai số tốc độ quay của dộng cơ
Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. Pct =
=2,55 kW ;
kW ;
kW;
kW; Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. Tđc = 9,55. 106.
N.mm. TI’ =
N.mm. TII =
N.mm. TIII = 9,55. 106.
N.mm. Tct = 9,55. 106.
N.mm. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Th.số T.S truyền  Động cơ  I  II  III  Công tác    1  U1 = 5,7  U2= 3,188  Ux=3   P(kW)  3,005  2,96  2,856  2,756  2,55   n (vg/ph)  1420  1420  249,12  78,143  26,05   T(N.mm)  20210  9953,5  109484,6  336815,8  934836,9   PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. 2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1.1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau Với
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh nhỏ : HB=241…285 có

Chọn HB1=250 Bánh răng lớn :
Chọn HB2=235 2.1.2.Ứng suất cho phép 2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] theo công thức 6.1 và 6.2:

Trong đó: ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1 SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có : SH=1,1; SF=1,75.
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có



. KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6. NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.



NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có: NHE =60c
(Ti/Tmax)3niti NHE =60cni/uj.
ti
(Ti/Tmax)3ti/tck NFE =60c
(Ti/Tmax)6niti NFE =60cnj/uj.
ti
(Ti/Tmax)6ti/tck c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ih=
ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=11500h Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng. Ta có:
>NHO1=1,71.107 do đó KHL1=1 ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
. KHL1/SH Với SH= 1,1
1sb=570.1/1.1=518,2 MPa
2sb=540.1/1.1=490,9 MPa Suy ra
m12=(
1sb+
2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy
m12<1,25
2 =613,625
do đó KFL1=1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép
. KFL/SF
1sb=450.1/1,75=257,14 MPa
2sb=423.1/1,75=241,7 MPa Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:
do đó KHL2 =1; ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :
. KHL2/SH
3sb=570.1/1,1=518,2 MPa
4sb=540.1/1,1=490,9 MPa Suy ra
m34=(
3sb+
4sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy
m34<1,25
4 =613,625
do đó KFL2=1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
. KFL2/SF
3sb=450.1/1,75=257,14 MPa
4sb=423.1/1,75=241,7 MPa 2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
1max=
3max=0,8
ch1=0,8.580=464 MPa
2max=
4max=0,8
ch2=0,8.450=360 MPa 2.1.3. Truyền động bánh răng trụ 2.1.3.1. Đối với cấp nhanh. 2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw1  Theo công thức (6.15a):

là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi.
=9953,5(Nmm)
- ứng suất tiếp xúc cho phép. Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
.chọn
=0,3

- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với
=0,53.0,3.(5,7+1)=1.06 Chọn được
=1,15

Chọn aw=100 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1: dw1=2.aw/(u1+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm) 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m:
= 1
2 Theo bảng 6.8: Chọn m12=1,25. -Xác định số răng , góc nghiêng
Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu. Do đó, ta chọn góc nghiêng
=400. Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ:
Chọn Z1=20 (răng) Số răng bánh lớn
=5,7.20=114(răng) Chọn z2= 115 răng Zt1=Z1+Z2=20+115=135 Tỷ số truyền thực:
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: dw1=2aw/(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm; Tính lại góc
:


=32028’ 2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33:
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
. ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có


Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc
tính theo công thức:
; với bw là bề rộng vành răng.

Khi đó theo công thức (6.36c):
. và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
Với
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41:

. v-vận tốc vòng, tính theo công thức: v=πdw1n1/60000 (m/s) v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15:
=0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73.(bảng 6.16)


Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=2,2(m/s) <5 m/s ta có Zv=1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25
, do đó : ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1 Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1
504,55.0,95.1.1=479,32 Ta thấy
H<
do vậy bánh răng đủ bền. 2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43:

trong đó
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang).
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

. Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:


- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
.
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính bảng 6.7:
=1,32.
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có:
=1,37.
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

.
. (bảng 6.15).
. (bảng 6.16). v=2,2 (m/s)






Vậy:
Và:
Với m = 1,25, YS = 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó

( (F1=60MPa < [(F1]1 = 274 Mpa; và ( (F2=57,3MPa < [(F2]2 = 257,4 Mpa Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp cực đại: Công thức 6.48:

- hệ số quá tải :


Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49:

2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw1 =100[mm]. - Mô đun pháp: m12 = 1,25. - chiều rộng vành răng: bw =30[mm]. - Tỉ số truyền : um12 = 5,75. - Góc nghiêng của răng:
= 32028’. - Số răng các bánh răng: z1 = 20 ; z2 = 115 - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 ; x2 = 0. Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia :
-Đường kính vòng lăn: dw1=2aw1(um12+1)=2.100/(5,75+1)=29,63 mm dw2=dw1.um12=170,37 mm - Đường kính đỉnh răng :
- Đường kính đáy răng:
-Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=29,63.cos200=27,843 mm db2=d2cosα=170,37.cos200=160,095 mm -Góc profil gôc: α= 200; -Góc profil răng: αt= 23020’ -Góc ăn khớp: αtw= 23020’ -Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0 2.1.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng) 2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw2  Theo công thức (6.15a):
T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5;
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
.chọn
=0,5

- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với
Chọn được
=1,035

Chọn aw2=140 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw3: dw3=2.aw2/(u2+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm) Đường kính vòng lăn bánh răng lớn dw4: dw4= dw21.u2=66,86.3,188=213,15 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: m34=(0,01
0,02) aw2 =1,40
2,80 Theo bảng 6.8: Chọn m34=2. -Xác định số răng Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ:
Chọn z3=33(răng) Số răng bánh lớn Z4=u2.Z3=3,188.33=105,2(răng) Chọn z4=105 răng Zt2=Z3+Z4=33+105=138 Tỷ số truyền thực:
Sai lệch tỷ số truyền :
Tính lại khoảng cách trục aw: aw2 = m34.(Z3+Z4)/2 = 2.138/2 =138 mm chọn aw2=140 mm Để đảm bảo khoảng cách trục aw2=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh . hệ số dịch tâm y: y= aw2/m-0.5.Zt=140/2-0.5.138=1 hệ số ky: ky=1000y/Zt=1000.1/138=7,2. Từ ky ta tra bảng 6.10a được kx=0,449 kx=1000Δy/Zt
Δy=0,449.138/1000=0,062 Tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1+0,062=1,062 Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4: x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27 x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792 góc ăn khớp: cosαtw=ztm34cosα/(2aw)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263
αtw=2208' 2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33:
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
.=0

=0 ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp.
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc
.
=0 ; với bw là bề rộng vành răng. bw3=
.aw2=0,5.140=70 Khi đó theo công thức (6.36a):
. Với εα -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công thức:

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
Với
=1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công thức: v=πdw3n1/60000 (m/s) v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41:
T2-momen xoắn trên trục 2. T2=109484,6(Nmm)
.
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15:
=0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73.


Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có Zv=1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25
, do đó : ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1
504,55. 0,95.1.1=479,3MPa Ta thấy
H<
34 do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc. 2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43:

trong đó
(hệ số kể đến sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang).
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z3, Z4 Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x3=0,27;x4=0,79 ta có:


- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
.
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11:
=1,065.
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có:
=1,37.
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

.
. (bảng 6.15).
. (bảng 6.16). v=0,872 (m/s)






Vậy:
Và:
Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó

( (F3=98,4MPa < [(F]3 = 265,4 Mpa; và ( (F4=95,5MPa < [(F]4 = 249,4 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại: Công thức 6.48:

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng
= 479,3MPa;
- hệ số quá tải :


Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49:

2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm: - Khoảng cách trục: aw = 140[mm]. - Mô đun pháp: m =2. - chiều rộng vành răng: bw =70[mm]. - Tỉ số truyền : um = 3,182. - Góc nghiêng của răng:
= 00. - Số răng các bánh răng: Z3 = 33 ; Z4 = 105. - Hệ số dịch chỉnh: x3 = 0,27 ; x4 = 0,79. Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia : d3=m34.Z3=2.33=66 mm d4=m34.Z4=2.105=210 mm -Đường kính vòng lăn: dw3=2aw2(um34+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mm dw4=dw3.um34=213,048 mm - Đường kính đỉnh răng :
- Đường kính đáy răng:
-Đường kính vòng cơ sở: db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm -Góc profil gôc: α= 200; -Góc profil răng: αt= 200 -Góc ăn khớp: αtw= 2208’ -Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79. Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền: Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng  Ký hiệu  Bộ truyền cấp nhanh  Bộ truyền cấp chậm     Bánh chủ động  Bánh bị động  Bánh chủ động  Bánh bị động   Modul. Số răng Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng Đường kính vòng chia Đườn kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính chân răng Đường kính vòng cơ sở Góc nghiêng của răng Hệ số dịch chỉnh  m z
bw d dw da df db
xt  1.25 20 0,3 30 29,63 29,63 32,13 26,505 27,843 32028’ 0  1.25 115 0,3 30 170,37 170,37 172,87 167,245 160,095 32028’ 0  2 33 0,5 70 66 66,954 70,832 62,08 62,02 0 0,27  2 105 0,5 70 210 213,048 216,912 208,16 197,335 0 0,79   2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung:
Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có Fa1+F’a1=0 và Fa2+F’a2=0 Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu. 2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P3=2,756; n3=78,143 vòng/phút; T3=336815,8 2.2.1. Chọn loại xích Vì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng rãi trong kỹ thuật. 2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích. Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Zx1 = 25 Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 3. 25 = 75 ( Zxmax =120(thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng) Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích : Pt=P.k.kn. .kz
[P] Trong đó : P: công suất cần truyền qua bộ truyền xích .P=2,765 (kw) Theo công thức (5.4) ta có k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc : trong đó kđ: hệ số tải trọng động. Kđ = 1 (tải trọng êm ) k0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1; (chọn a=40p) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc =1 ( điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . kbt =1,3 (môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu) kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca) ( k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625 kn : hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ. Chọn :n03=50vg/ph ( kn=n03/n3=50/78,143 = 0,64 kz : hệ số răng , với Zx1=25 ( kz= 25/Zx1 = 1 Như vậy ta có : Pt = 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n01 =50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt dc=7,95mm chiều dài ống :B=22,61 mm Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt
[P]=3,20 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p ( pmax Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: X=
Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a*=
a*=
1021,4mm để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng (a = (0,002
0,004)a = (0,002. 1021,4
0,004.1021,4)=2,0
4,1 mm Chọn (a =3,4mm . Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i =
( imax=30 (bảng 5.9) 2.2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành) Theo công thức (5.15) : S =

[S] Trong đó Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 do Tmm = 1,3.T1; Ft –lực vòng ; v =
= 0,827 m/s Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N Fv :lực căng do lực li tamm gây ra: Fv = q.v2= 2,6. 0,8272 = 1,778N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S =
=
( S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 2.2.4. Đường kính đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4), Đường kính vòng chia: d1 =
mm d2 =
mm đường kính vòng đỉnh đĩa xích da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm đường kính vòng chân đĩa xích df1 = d1- 2r = 202,66 –2. 8,0297 = 184,6 mm df2 = 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm (với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl=15,88 mm (bảng 5.2) Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4) -Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Theo công thức (5.18) :
H1= 0,47
Trong đó [(H ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[(H]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N Hệ số tải trọng động : Kđ=1 (bảng 5.6) Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

=593,5
(H1 <[(H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số rang đến đĩa xích Kr=0,21 Ta có:
=425 MPa<[(H] Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc 2.2.5. lực tác dụng lên trục Theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft =1,15.3332,5 = 3832,4 N (kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang ); 2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích : Khoảng cách trục : a=1018 mm ; Bước xích : p = 25,4 mm Số răng đĩa xích : Zx1=25 ; Zx2 = 75 ; Số mắt xích : Xc=132 2.3.CHỌN KHỚP NỐI. 2.3.1.Mô men xoắn cần truyền: T=Tđc=20210 Nmm=20,21Nm; Mômen tính Tt=k.T=1,25.20,21=25,26Nm. Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1) 2.3.2. Chọn nối trục. Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối thiểu bằng (0,8…1,2)dđc=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau : Mômen  d  D  d0  l  C   Chốt    vòng  đàn hồi  nmax   xoắn     Không quá   dc  lc  Ren  Số chốt Z  Đk ngoài  Chiều dài toàn bộ lv  (v/ph)   20,21  18  90  20  51  2  10  19  M8  6  19  15  5600   2.3.3. Chọn vật liệu: Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi bằng caosu. ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2) ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2) 2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
; trong đó D0=D-d0-15 2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
2.4 TÍNH TRỤC 2.4.1.Thiết kế trục 2.4.1.1. chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có (b= 850 MPa. Ứng suất xoắn cho phép [(] = 15..30 Mpa 2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1..3;

(mm)

=>
(mm) Chọn d1sb=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm.
=>
(mm) Chọn d2 = 35, tra bảng (10.2) ta được chiều rộng ổ lăn: b20 = 21mm.