Đồ án Chi tiết máy

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 : Tính toán và kiểm nghiệm trục. - Phần VI : Tính chọn then. - Phần VII : Tính chọn ổ trục. - Phần VIII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. - Phần IX : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác. - Phần X : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép. 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 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1: Chọn động cơ 1.1: Công suất cần thiết của động cơ - Công suất cần thiết 𝑃 𝑐𝑡 = 𝑃 𝑙𝑣 . 𝛽 𝜂 𝑃 𝑙𝑣 : Công suất trên trục công tác 𝛽 : Hệ số tải trọng tương đương 𝜂 : Hiệu suất của toàn bộ hệ thống 𝑃 𝑙𝑣 = 𝐹 .𝑉 1000 = 2500 . 1,4 1000 = 3,5 kw Với : F là lực ; V là vận tốc : 𝛽= (𝑃𝑖/𝑃1) 2 .𝑡𝑖 𝑡 𝑐𝑘 Trong đó : Pi là công suất ở chế độ làm việc thứ i P1: công suất lớn nhất hoặc tác dung lâu nhất ti : thời gian làm việc ở chế độ thứ Pi 𝑡 𝑐𝑘 : thời gian làm việc trong một chu kì ( β = 𝟏 𝟐 .𝟐 + 𝟎,𝟖 𝟑 .𝟑 + 𝟎,𝟑 𝟐 .𝟐 𝟕 = 0,76 kW - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống : Ta gọi
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:
=
đ .
br .
x . 𝜂 𝑜𝑙 3 Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu [1]
đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.
đ = 0,96
br – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
br = 0,98
x – hiệu suất của bộ truyền xích.
x = 0,93 𝜂 𝑜𝑙 − hiệu suất của một cặp ổ lăn 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 ( 𝜂 = 0,96.0,98.0,93. 0,99 3 = 0,85 - Công suất cần thiết của động cơ : Pct = 𝑃 𝑙𝑣 . 𝛽 𝜂 = 3,5 . 0,76 0,85 = 3,13 kW 1.2 : Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 𝑛 𝑠𝑏 = 𝑛 𝑙𝑣 . 𝑢 ℎ𝑡 𝑛 𝑙𝑣 : Số vòng quay của trục công tác 𝑢 ℎ𝑡 : Tỉ số truyền của toàn hệ thống 𝑛 𝑙𝑣 = 60000 .𝑉 𝜋.𝐷 = 60000.1,4 3,14.350 = 76,43 v/p 𝑢 ℎ𝑡 = 𝑢 đ . 𝑢 𝑏𝑟 . 𝑢 𝑥 𝑢 đ : Tỉ số truyền của bộ truyền đai 𝑢 đ =3 𝑢 𝑏𝑟 : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ 𝑢 𝑏𝑟 =4 𝑢 𝑥 : Tỉ số truyền của bộ truyền xích 𝑢 𝑥 =4 ( uht = 3.4.4 = 48 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nsb = nlv. uht = 76,43 . 48 = 3668,64 (v/p) 1.3 : Chọn động cơ 𝑃 đ𝑐 > 𝑃 𝑐𝑡  𝑇 𝑞𝑡 ≤ 𝑇 𝑚𝑎𝑥 𝑛 đ𝑐 ≈ 𝑛 𝑠𝑏 * Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132S2 Kiểu động cơ  Công suất  Vận tốc quay Vòng/phút 
%  Cos


 Khối lượng    Kw  Mã lực  50Hz  60Hz        K132S2  4  5,5  2890  3462  84,5  0,9  6,8  2,5  60(kg)   2. Phân phối tỷ số truyền: * Tính lại tỷ số truyền chung của hệ thống : uht = 𝑛 đ𝑐 𝑛 𝑙𝑣 = 2890 76,43 = 37,81 * Phân phối tỉ số truyền : Chọn uđ = 3, chọn ubr=4 Ta có: ux = 𝑢 ℎ𝑡 𝑢 đ . 𝑢 𝑏𝑟 = 37,81 3.4 = 3,15 3: Tính các thông số trên các trục : 3.1: Số vòng quay trên các trục : nI = 𝑛 đ𝑐 𝑢 đ = 2890 3 =963,33 (v/p) nII = 𝑛 𝐼 𝑢 𝑏𝑟 = 963,33 4 = 240,83 (v/p) 𝑛 𝐼𝐼𝐼 = 𝑛 𝐼𝐼 𝑢 𝑥 = 240,83 3,15 = 76,45 (v/p) 3.2: Công suất trên các trục: - Pđc = Pct = 3,13 kW - PI = Pđc .ηđ.ηol = 3,13.0,96.0,99 = 2,97 kW - PII = PI .ηbr.ηol = 2,97.0,98.0,99 = 2,88 kW - PIII = 𝑃 𝐼𝐼 .ηol. ηx = 2,88.0.99.0,93 = 2,65 kW 3.3: Mômen xoắn trên các trục Tđc = 9,55.106.Pct / nđc = 9,55.106. 3,13/ 2890 = 10343,08 (Nmm) TI = 9,55.106.PI / nI = 9,55.106. 2,97/ 963,33 = 29443,18 (Nmm) TII = 9,55.106.PII / nII = 9,55.106. 2,88 / 240,83 = 114205,04 (Nmm) TIII = 9,55.106.PIII / nIII = 9,55.106. 2,65 / 76,45 = 331033,36 (Nmm) 4: Bảng kết quả tính toán Trục Thông số  Động cơ  I  II  III   U  𝑢 đ =3 𝑢 𝑏𝑟 =4 𝑢 𝑥 =3,8   n (v/p)  2890  963,33  240,83  76,45   P (kw)  3,13  2,97  2,88  2,65   T (N.mm)  10343,08  29443,18  114205,04  331033,36   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] trang 59 : Với Pđc =3,13 kW nđc = 2890 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   2.2.Tính toán sơ bộ đai Chọn đường kính bánh đai nhỏ: Tra bảng 4.13 trang 59 tai lieu [1] ta được: Chọn d1 = 140mm Kiểm tra vận tốc đai v = π. d 1 . n 1 60000 = π.140.2890 60000 =21,18m/s < Vmax với Vmax = 25 m/s ( thoả mãn điều kiện chọn đai thang thường. Chọn đường kính bánh đai lớn là: Theo công thức (4.2), trang 53, tài liệu [1], chọn d2 = d1 . u .(1 - () =140.3 .(1 - 0,02) =411,6(mm) trong đó: ( = 0,01 ÷ 0,02 : hệ số trượt ( chọn ε = 0,02 u: tỉ số truyền của đai, 𝑢 đ = 3 Theo bảng 4.21, trang 63, tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 400 mm Vậy tỉ số truyền thực tế là : 𝑢 𝑡𝑡 = 𝑑 2 𝑑 1 (1−𝜀) = 400 140(1−0,02) = 2,92 Sai số tỉ số truyền là: ∆𝑢= 𝑢 𝑡𝑡 −𝑢 𝑢 .100% = 2,92−3 3 .100% = 2,7% <4% → 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: a/d2 = 1,0 ( a=1,0. d2 = 1,0.400=400mm Kiểm tra điều kiện (4.14) trang 60, tài liệu [1]: 0,55(d1 + d2) + h ( a ( 2(d1 + d2) 0,55(d1 + d2) + h = 0,55(140+400) + 8 = 305mm 2(d1 + d2) = 2 (140+400) =1080mm ( thỏa mãn điều kiện Vậy chọn a= 𝑑 2 =400mm Theo công thức (4.4), trang 56, tài liệu [1] - từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai: l = 2.a +0,5𝜋( 𝑑 1 + 𝑑 2 )+ ( 𝑑 2 − 𝑑 1 ) 2 4𝑎 =2.400 + 0,5𝜋 140+400 + (400 − 140) 2 4.400 = 1690,05mm Theo bảng 4.13 tài liệu [1] ( chiều dài tiêu chuẩn l=2240mm Kiểm ngiệm đai về tuổi thọ Theo công thức (4.15) tài liệu [1] trang 60 i = 𝑣 𝑙 = 21,18 2240. 10 −3 = 9,5 < 𝑖 𝑚𝑎𝑥 với 𝑖 𝑚𝑎𝑥 =10 Tính chính xác lại khoảng cách trục a với l= 2240mm Theo công thức (4.6), trang 54 tài liệu [1]
Trong đó: λ = l ‒ 𝜋(d1 + d2)/2 = 2240 ‒ 𝜋.(400 + 140)/2 = 1391,77 ∆ = (d2 − d1)/2 = (400 ‒ 140)/2 = 130 ( a = (1391,77+
)/ 4 = 683,52 mm * Xác định góc ôm Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ (1 = 180º− (d2 − d1)57º/a = 180º − (400 − 140)57º/683,74 = 158,32º ( (1 > (min = 120o ( thoả mãn điều kiện 2.3. Xác định số đai z: Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
Trong đó: + 𝑃 1 : công suất trên trục bánh đai chủ động, P = 3,13 kW + [Po] : công suất cho phép (kW) Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] ta được [P0]20=3,44; [Po]25=3,75 nội suy ta được : [Po] = 3,55 kW (với v = 21,18 m/s và d1 = 140mm) + C( : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (1 Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] ( C( = 1-0,0025(180 -
) = 0,94 với
= 158,32o + Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai 𝑙 𝑙 0 = 2240 1700 = 1,32 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(1,2)=1,04; Cl(1,4) =1,07 dùng nội suy( Cl = 1,055 + Kđ : hệ số tải trọng động Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] ( Kđ = 1,25+0,1=1,35 với động cơ loại I và chế độ làm việc 2 ca. + Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] Nội suy với Cu(2,4)=1,135 và Cu(3) =1,14 ( Cu = 1,139 với u = 2,92 + Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai: ( 𝑃 1 [𝑃 0 ] = 3,13 3,55 = 0,88 = Z’ Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] và nội suy với z=1, Cz=1,z=2, Cz=0,95 ( Cz = 0,99 Do đó z = 3,13.1,35/(3,55.0,94.1,055.1,139.0,99) = 1,06 ( lấy z = 2 2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu [1]
B = (z - 1).t + 2.e Với z = 2, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1] B = (2 - 1) . 15 + 2 .10 = 35 mm Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3, tra bảng 4.21 Tài liệu [1]) 𝑑 𝑎1 = 𝑑 1 + 2ho = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm 𝑑 𝑎2 = 𝑑 2 + 2ho = 400 + 2.3,3 = 406,6 mm 2.5:Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng trên một đai được xác định theo công thức (4.19), trang 63 Tài liệu [1] Ϝ 0 = 780. P 1 . k đ v. C α .z + Ϝ v + Ϝ V :Lực căng do lực li tâm gây ra Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1] Fv = qm . v2 = 0,105. 21,18 2 = 47,1 N Với: - qm: khối lượng 1 m chiều dài đai. Theo bảng 4.22 ( qm = 0,105 kg/m - v: vận tốc vòng = 21,18(m/s) + P1: công suất trên bánh đai chủ động, kW ⟹ Ϝ 0 = 780.3,13.1,35 21,18.0,94.2 + 47,1=129,87 𝑁 Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) trang 64, tài liệu (1). Fr = 2Fo . z . sin((1/2) = 2 . 129,87.2. sin(158,32 /2) = 510,21 N Bảng thống kê Thông số  Ký hiệu  Đai thang   Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Đường kính ngoài bánh đai nhỏ Đường kính ngoài bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai Số đai Lực tác dụng lên trục Tỉ số truyền thực tế Khoảng cách trục Góc ôm Lực căng ban đầu  d1, mm d2, mm da1, mm da2, mm B, mm l, mm z Fr, N 𝑢 𝑡𝑡 a, mm
Ϝ 0 , N  140 400 146,6 406,6 35 2240 2 510,21 2,92 683,52 158,32o 129,87   PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH C¸c th«ng sè ®Çu vµo: c«ng suÊt t¹i trôc chñ ®éng P1x=PII= 2,88 kw sè vßng quay cña trôc chñ ®éng n1x=n2 =240,83 v/ph tØ sè truyÒn ux = 3,15 §­êng t©m cña c¸c ®Üa xÝch lµm víi ph­¬ng n»m ngang gãc 200 Lµm viÖc 2 ca, t¶i träng va ®Ëp vừa 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 Theo công thức z1 = 29 – 2.u với 𝑢 𝑥 =3,15 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ 𝑧 1 =23 Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1 ( zmax Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 3,15. 23= 72,45(răng) Ta chọn Z2=73 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] (5.3) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = 2,88 (KW) [P]- công suất cho phép kz - Hệ số răng ; kz = z 01 z 1 = 25 23 = 1,087 kn - Hệ số vòng quay; kn = n 01 n 1 = 200 240,83 = 0,83 Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1): k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (5.4) 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 20o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…50)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 = 1,3; 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 (5.4) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,3. 1,25 = 2,64 Từ (5.3) ta tính được: Pt = 2,88. 2,64.1,087.0,83= 6,86 (kW) Theo bảng (5.5) với 𝑛 01 =200 chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p =25,4 thỏa mãn điều kiện bền mòn 𝑃 𝑡 < 𝑃 =11 Với bước xích p= 25,4 mm theo bảng (5.8) tài liệu (1) điều kiện p < 𝑝 𝑚𝑎𝑥 thoả mãn c : Khoảng cách trục và số mắt xích Tính khoảng cách trục a = 40p = 40. 25,4 = 1016 mm; Ta xác định số mắt xích theo công thức (5.12) trang 85 tài liệu (1) x =
+
+
(5.12) ( x = 2.1016 25,4 + 23+73 2 +
= 129,6 Ta lấy số mắt xích chẵn x = 130, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) a = 0,25.p
(5.13) Theo đó, ta tính được: a = 0,25.25,4
( a = 1542 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng: (a = (0,002…0,004)a , ta chọn (a = 0,003a =0,003.1542 =4,63 mm ( khoảng cách trục là :a = 1542 – 4,63 ≈1537𝑚𝑚 Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = 𝑧 1 . 𝑛 1 15𝑥 ( [i] ( i = 23.240,83 15 .130 = 2,84 Theo bảng 5. 9 - trang 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 30; ( i = 2,84 < [i] = 60, 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 các mắt xích 3.3. 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 trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s =
≥ [s] (5.15) Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 - trang 78 - tài liệu [1], ta có: Q = 56,7 kN = 56700 N; q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5.2 – trang 78 - tài liệu [1] ta có: q = 2,6 kg; kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5.6 - trang 82 - tài liệu [1], với trường hợp làm việc tỉa trọng va đập vừa, ta chọn kđ = 1,3 v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: v = z1.n1.p 60000 = 23.240,83.25,4 60000 = 2,34 m/s Ft - Lực vòng trên đĩa xích: Ft =
= 1000.2,88 2,34 = 1230,76 N Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 → Fv = 2,6. 2,342 = 14,24 (N) F0 -Lực căng do trọng lượng bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a a : khoảng cách trục 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. 1537 = 23,06 mm; kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang; F0 = 9,81. 4. 2,6. 1,537= 156,81 N Từ đó, ta tính được: s = 56700 1,3.1230,76+156,81+14,24 = 32,01 Theo bảng 5. 10 - trang 86- tài liệu [1], với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,2 ( s = 32,01 > [s] = 8,2 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 3.4 :Xác định các thông số của đĩa xích * 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 =
=
= 186,54 (mm) d2 =
=
= 590,39 (mm) ( Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích Theo công thức (5.18) tài liệu (1) trang 87 ta có (H = 0,47.
( [(H] (5.18) Trong đó: [(H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11 - trang 86 - tài liệu [1]; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1230,76 (N) Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức (5.19): Fvd1 = 13. 10-7. n1. p3. m ; Fvd2 = 13. 10-7. n2. p3. m =1,63 → Fvd1 = 13. 10-7. 240,83.25,43. 1 = 5,13 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 = 1,3 (tải trọng va đập vừa); kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (trang 87 - tài liệu [1], với z1 = 23 ( kr1 = 0,444 lấy E = 2,1. 105 MPa; (vật liệu thép 45) A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5.12 - trang 87 - tài liệu [1], ta có: A = 180 mm2 Thay các số liệu trên vào công thức (5.18), ta tính được: - Ưng suất tiếp xúc (H trên mặt răng đĩa xích 1: (H1 = 0,47. 0,444.(1230,76.1,3 + 5,13).2,1. 10 5 180.1 = 428,56 (MPa) Ưng suất tiếp xúc (H trên mặt răng đĩa xích 2 tra bảng trang 87 kết hợp nội suy ta được: Với: z2 = 73 ( kr2 = 0,2 (H2 = 0,47. 0,12.(1230,76.1,3 + 1,67).2,1. 10 5 180.1 = 287,46 (MPa) Như vậy: (H1 =428,56 MPa < [(H] = 600 MPa ; (H2 = 287,46 MPa < [(H] = 600 MPa; Ta có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. 3.5: Xác định lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Frx = kx. Ft Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích tác dụng lên trục; với kx = 1,15 khi bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40o so với phương ngang Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1230,76 (N); Frx = 1,15. 1230,76 = 1415,37 Nmm Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích Thông số  Giá trị   Bước xích  P=25,4   Số răng  Z1=23 ; Z2=73   Khoảng cách trục (mm)  a=1537   Số mắt xích  x=130   Đường kính đĩa xích (mm)  d1=186,54 ; d2=590,39   Lực tác dụng lên trục (N)  Fr=1415,37   PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG Thông số đầu vào: P1=2,97 kw n1=963,33 v/p T1=29443,18 N.mm 4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 tiến hành thường hóa 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 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  (b  (ch  HB   Bánh răng 1  Thép 45 thường hóa  600  340  215   Bánh răng 2  Thép 45 thường hóa  750  450  200   4. 2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [(H] và ứng suất uốn cho phép [(F] được xác định theo công thức sau: [(H] =
. ZR .Zv .KxH .KHL (3. 34) [(F] =
. YR .Ys .KxF .KFC .KFL (3. 35) Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; ZR=0,95 Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; Zv=0,85.v0,1 đặt Zv=1 KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; KXH=1 với da<700 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: [(H] =
(3. 34a) [(F] =
(3. 35a) Trong đó: (
và (
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 thường hóa đạt độ rắn HB = (180…350), ta có: (
= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; (
= 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: (
= 2HB1 + 70 = 2.215 + 70 = 500 Mpa; (
= 2HB2 + 70 = 2.200 + 70 = 470 Mpa; (
= 1,8. HB1 = 1,8 . 215 = 387 MPa ; (
= 1,8 . HB2 = 1,8 . 200 = 360 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 = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; Với: NHO = 30.H
(3. 38) NHO1 = 30. 2152,4 = 11884298,69 NHO2 = 30. 2002,4 = 9990638,49 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép; NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: