Đồ án Chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp - bộ truyền xích

MỤC LỤC: Phần 1: tính toán động học I -chọn động cơ…………………………………………………………..3 1 -Chọn động cơ điện một chiều……………………………………….3 2 –điều kiện chọn động cơ……………………………………………..5 II-phân phối tỷ số truyền…………………………………………………5 1-xác định tỷ số truyền chung………………………………………….5 2-tính toán cấc thông số hình học……………………………………...6 Phần 2- thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp……8 I-chọn vật liệu …………………………………………………………..8 II-Xác định ứng suất cho phép…………………………………………..8 III-Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng……………………………......10 1-Xác định chiều dài côn ngoài……………………………………..10 2-Xác định thông số ăn khớp……………………………………….10 3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………..11 4-kiểm nghiệm độ bền uốn………………………………………….13 5-kiểm nghiệm về quá tải…………………………………………...14 6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……………………...15 IV- Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng……………………………..16 1-chọn vật liệu………………………………………………………16 2-Xác định thông số của bộ truyền………………………………….16 3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………...17 4-kiểm nghiệm độ bền uốn…………………………………………..19 5-kiểm nghiệm về quá tải……………………………………………20 6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……………………...20 7-điều kiện bôi trơn………………………………………………….20 Phần 3-tính toán thiết kế bộ truyền xích…………………21 I-chọn loại xích…………………………………………………….....21 II- Xác định các thông số của xích trong bộ truyền…………………..21 1-Xác định số răng đĩa xích…………………………………………21 2-Xác định bước răng p …………………………………………….21 3-tính sơ bộ khoảng cách trục:………………………………………22 4-Xác định số mắt xích x……………………………………………22 III- Kiểm nghiệm xích về độ bền……………………………………..23 IV -Tính đường kính đĩa xích………………………………………...23 1-Đường kính vòng chia đĩa xích……………………………………23 2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích……………………………….24 3-Xác định đường kính vòng đáy……………………………………24 V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………..24 VI - Các lực tác dụng lên trục………………………………………25 Phần IV: Tính toán thiết kế trục………………………….25 I - Chỉ tiêu tính toán…………………………………………………25 II- Trình tự thiết kế…………………………………………………..25 1-Xác định sơ đồ đặt lực………………………………………….26 2-Tính sơ bộ đường kính trục…………………………………….28 3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực………..28 4-Tính toán cụ thể………………………………………………...30 Phần V: Tính chọn ổ lăn…………………………………50 I-Tính ổ theo trục 1…………………………………………………50 1-chọn loại ổ lăn………………………………………………...50 2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ lăn theo khả năng tải động ..50 b-chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh….53 II-Tính ổ theo trục 2…………………………………………………53 1-chọn loại ổ lăn…………………………………………………54 2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động…….54 b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh…......56 II-Tính ổ theo trục 3…………………………………………………56 1-chọn loại ổ lăn…………………………………………………56 2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động……56 b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh……..58 Phần VI:Kết cấu vỏ hộp………………………………..58 I-Vỏ hộp……………………………………………………………..58 1-Tính kết cấu vỏ hộp……………………………………………58 2-Kết cấu bánh răng …………………………………………….58 3-Kết cấu nắp ổ………………………………………………….58 II-Một số chi tiết khác ………………………………………………60 1-Cửa thăm……………………………………………………...60 2-Nút thông hơi…………………………………………………61 3-Nút tháo dầu…………………………………………………..61 4-Kiểm tra tra mức dầu ………………………………………...61 5-Chốt định vị…………………………………………………...61 6-Ống lót và nắp ổ………………………………………………62 7-bulông vòng…………………………………………………..62 Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc………………………….63 Phần VIII:Xác định và chọn các kiểu lắp………………..64 Phần IX: Tài liệu tham khảo……………………………..67 Phần1: Tính toán động học chọn động cơ Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy. Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này. Đặc biệt là bản vẽ chi tiết. 1* Chọn động cơ điện một chiều a
Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc *Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc Trong đó Pyc=Ptd=
với Pct là công suất trên trục công tác *Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có Pct=
Do lực kéo băng tải 2F=9200 N vận tốc băng tải v=0.45 m/s Vậy Pct=

=4.14 kw *Hiệu suất truyền động là
Với
ot hiệu suất ổ trượt
ol hiệu suất ổ lăn
x hiệu suất bộ truyền xích

kn hiệu suất khớp nối
brt hiệu suất bánh răng trụ
brc
hiệu suất bánh răng côn bảng 1 Hiệu suất  Số lượng  Giá trị  
 2  0.985  
 3  0.993  
 2  0.93  
 1  0.99  
 1  0.97  
 1  0.96   Vậy ta có:
= 0.9852*0.9933*0.932*0.99*0.97*0.96 = 0.76 *Hệ số tải trọng tương đương :

=
<1 Do P tỉ lệ T nên ta có
=
=
=
=0.86 từ đó ta có Pyc=Pct*
=4.14*
=4.68 kw b
Xác định tốc bộ đồng bộ của động cơ: nđc ta có nsb=nct*usb *Xác định nct số vòng quay trên trục công tác nct=
Trong đó v: vận tốc của tải v=0.45 m/s D: đường kính tang tải D=350 mm nct=
=24.58 v/ph *Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb usbhệ=usbh*usbng usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài Do bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ta chọn usbng=3 Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp usbh=19 Vậy usbhệ=3*19=57 Khi đó ta có nsb=nct*usbhệ=24.58*57=1401 v/ph 2*** ĐIỀU KIỆN ĐỂ CHỌN ĐỘNG CƠ LÀ *Pđc >Pyc *nđb
nsb *Tk/Tdn >Tmm/T1=1.5 Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” tập 1 (TK1) Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc=4.68 kw bảng 2 Kí hiệu động cơ  4A112M4Y3   Công suất động cơ (kw)  5.5 kw   Số vòng quay của động cơ (v/ph)  1425 v/ph   Tỷ số  Tk/Tdn=2.0   Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.5 Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu Phân phối tỷ số truyền 1* Xác định tỷ số truyền chung uch= nđc/nct =
=57.97 lại có uch=uh*ung chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là ung=3 suy ra tỷ số truyền uh=
=19.3 *xác định u1,u2 với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh) u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm) ta chọn Kbe=0.3
bd2=1.2 [K01]= [K02] Ck=1.1

k=
=
=12.9

từ đồ thị h3.21(TK1) ta tìm được
ta tính lại Ung=
=
2*Tính toán các thông số hình học Nguyên tắc Pi :tính từ trục công tác về trục động cơ Ni:tính từ trục động cơ đến trục công tác *Tính công suất trên các trục Ta có: Công suất trên trục công tác Pct=4.14 kw Công suất trên trục III là :P3=

=4.52 kw Công suất trên trục II là :P2=
4.69 k w Công suất trên trục I là :P1=
5.04 kw
Công suất trên trục động cơ là P’đc=
5.13 kw *Tính số vòng quay trên các trục Ta có : Số vòng quay của trục động cơ là:nđc =1425 v/ph Số vòng quay của trục I là: n1=
nđc=1425 v/ph Số vòng quay của trục II là: n2=
303.2 v/ph Số vòng quay của trục III là :n3=
73.95 v/ph Số vòng quay của trục công tác là: nct=
=24.58 v/ph *Tính mômen xoắn trên từng trục Ta có: Trên trục động cơ: Tđc=9.55*106*
N.mm Trên trục I là: T1=9.55*106*
N.mm Trên trục II là: T2=9.55*106*
N.mm Trên trục III là: T3=9.55*106*
N.mm Trên trục công tác: Tct=9.55*106*
N.mm Vậy ta có bảng sau: trục  trục đc  Trục I  Trục II  Trục III  Trục Công tác   tỷ số truyền  Uk=1  U1=4,7  U2=4,1  Ux=3,01   Công suất P kw  5.13  5.04  4.69  4.52/2  4.14   số vòng n v/ph  1425  1425  303.2  73.95  24.58   Momen xoắn T N.mm  34380  33776.8  147722.6  583718.7/2  1608502.8  
Phần II: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp *Số liệu đầu vào P1=5.04 kw P2=4.69 kw n1=1425 v/ph n2=303.2 v/ph uh=19.3 ta đã tìm được u1=4.7 u2=4.1 lh=18000 giờ tải trọng thay đổi theo sơ đồ I - Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1) Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285 Có
b1=850 Mpa
ch1=580 Mpa Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240 Có
b1=750 Mpa
ch1=450 Mpa II - Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2(tr94 TK1) với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350 ta có



Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB1 =245 Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB2 =230 Khi đó


&
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NHO1=30*HB2.4 =30*2452.4 =1.6*107 NHO2=30*HB2.4 =30*2302.4 =1.39*107 số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE =60c*
NHE2 =60c*
*
=60*1*1425/4.7*18000*(13*4/8+0.73*4/8) =21.99*107 >NHO2 Do đó hệ số tuổi thọ KKL2=1 Do NHE2 < NHE1(u2<u1) Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1 chọn sơ bộ ZR ZV Zxl=1 theo 6.1a ta có [
H1]=
oHlim1*KHL1/
H=560/1.1=109 Mpa [
H2]=
oHlim2*KHL2/
H=530/1.1=481.8 Mpa *với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & NHE1 > NHO1 => KHL=1 do đó [
H]’=min([
H1]; [
H2])= [
H2]=481.8 Mpa *với cấp chậm sử dụng răng nghiêng Theo 6.12 ta có [
H]=1/2*([
H1]; [
H2])=(509+481.8)/2=495.4 <1.25[
H2] Tính ứng suất uốn cho phép Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE =60c*
Trong đó mf=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa ) NFE2=60*1*1425/4.7*18000(164/8+0.764/8) =18.3*107 Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO=4*106 với mọi loại thép NFE2 > NFO => KFL2=1 Do u2 NFE2 NFE1> NFO =>KFL1=1 ứng uốn cho phép : -
là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92:
=1,75 -
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng -
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất -
là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1 [
F]=
oFlim*KFC*KFL/SF với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do tải quay 1 chiều nên KFC=1 [
F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa [
F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa *ứng suất quá tải cho phép [
H]max =2.8min (
ch1;
ch2)=2.8
ch2=2.8*450=1260 Mpa [
F1]max=0.8
ch1=0.8*580=464 Mpa [
F1]max=0.8
ch2=0.8*450=360 Mpa III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng 1/ Xác định chiều dài côn ngoài Công thức thiết kế -Theo CT6.52a[1]/110:
Trong đó: +
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng có:
=0,5.100=50(MPa1/3) +
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng +
là hệ số chiều rộng vành răng:
.7,chọn
=0,25=>
+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có:
=1,14 Re=50
*
=137.69 mm 2/ Xác định các thông số ăn khớp: -Số răng bánh nhỏ: de1=2*Re/
=
tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=15. Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.15=24 răng -Đường kính trung bình và mô đun trung bình dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.25)*57.30 =50.14 mm mtm=dm1/Z1=50.14/24=2.09 mm -Xác định mô đun: mte=mtm/(1-0.5Kbe)=2.09/(1-0.5*0.25)=2.39 mm Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn
, do đó: -Ta tính lại dm1 & mtm mtm=mte*(1-0.5Kbe)=2.5(1-0.5*0.25)=2.19 mm vậy Z1=dm1/mtm=50.14/2.19=22.89 lấy Z1=23 răng -Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia Z2 = uZ1=4.7*23=108.1 răng chọn Z2=108 răng
=arctg(Z1/Z2)= arctg(23/108)=12o1’20”
=90o-
=77o58’40” Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0.4,x2= -0,4 -Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1=Z1*mtm=23*2.19=50.37 mm Chiều dài côn ngoài : Re=0.5*mte*
=0.5*2.5*
=138.03 mm 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT6.58[1]/113:
Trong đó: -
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1]/94:
=274(Mpa1/3) -
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Do xt=x1+x2=0 va do
=0 Tra bảng 6.12[1]/104:
=1,76 -
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
hệ số trùng khớp ngang
=[1.88-3.2(1/23+1/108)]*cos
=1.71 Theo 6.59a[1]/113:
-
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
+
=1,14(theo tính toán phần trên) +
=1(bánh răng côn răng thẳng) +
=1+
Vận tốc vòng : v=
m/s -Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 8. -Theo (6.64)
Với
=0,006(tra bảng 6.15 trang107 TK1)
=56(bảng 6.16) =>
vậy KHv=1+
=1.22 Trong đó b=Kbe*Re=0.25*138.03=34.51 mm chọn sơ bộ b=35 mm => KH=1.14*1*1.22=1.39 Do đó ta có
=476.50 Mpa Ta có -
Trong đó : v =3.76m/s<5m/s

=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7, Ra=0.63…1,25


=1;da <700mm

=1 -Như vậy
nhưng chênh lệch không nhiều
o/o Nên thỏa mãn 4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo CT6.66[1]/114:

Trong đó: -T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động -KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115:
với Kbe =
tỉ số
-Tra nội suy theo bảng 6.21 trang 133 TK1 ta có:
-
=1(bánh răng thẳng) -
(CT6.68[1]/115) với
(6.68a) Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] :
6.16[trang 107 TK1] : 56
Thay số
Theo trên ta có
-
là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
=1 -
là hệ số dạng răng Với Zv1 =Z1/cos
=23/0.978 = 23.5 răng Zv2 =Z2/cos
=100/0.208 = 518,5 răng Và x1=0,4, x2=-0,4 Tra bảng 6.18[1]/107=> YF1=3,45; YF2=3,63 Thay số


Ta thấy
và
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo. 5/ kiêm nghiệm về quá tải Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=
=1,5 để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt Theo CT6.48[1]/108:
Theo CT6.49[1]/108:

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải. 6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH. Thông số  Kí hiệu  Công thức  Kết quả   Chiều dài côn ngoài Chiều rộng vành răng Chiều dài côn trung bình Số răng bánh răng Góc nghiêng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính chia ngoài Góc côn chia Chiều cao răng ngoài Chiều cao đầu răng ngoài Chiều cao chân răng ngoài Đường kính đỉnh răng ngoài Môđun vòng ngoài Tỉ số truyền  Re b Rm Z1,Z2
x1,x2 de






 Re=0,5mte
b=KbeRe Rm=Re - 0,5b de1=mteZ1; de2=mteZ2


, với
,







 138,03(mm) 35(mm) 120,53(mm) Z1=23;Z2=108 00 x1,2=0,4;-0,4(mm) 57,5&270(mm) 12o1’20’’ 77o58’40’’ 5,5mm 3,5mm 1,5mm 2 mm 4 mm 64,35mm 270.62 mm 2,5mm 4,7   IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng 1.Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh. 2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN -Theo CT6.15a[1]/94:
Trong đó: +
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[TK1]/94 được
= 43(MPa)1/3 do răng nghiêng + T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 147722,6 Nmm + Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn
(bộ truyền không đối xứng) +Theo bảng 6.16[TK1]/95:
+Theo bảng 6.7[TK1]/96: theo sơ đồ 5
=1,08 tra theo truy hồi Thay số ta có:
Lấy sơ bộ
(mm) Xác định các thông số ăn khớp: Theo CT 6.17 [1]/97:
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 2,5(mm) Chọn sơ bộ
, do đó cos
=0,9848. Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
. Lấy Z1 = 26 răng Số răng bánh lớn : Z2 = uZ1=4,1.26 = 106,6. Lấy Z2 = 106 răng Tỉ số truyền thực :

-Đường kính vòng chia:

-Chiều rộng vành răng :
-Đường kính đỉnh răng:

- Đường kính đáy răng:

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Trong đó: -
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1]/94:
=274(Mpa1/3) -
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo CT6.34[1]:
Theo CT6.35[1]:
=13o12’18” Với
Do đó :
-
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo 6.37[1]/103, hệ số trùng khớp d


-
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
+
=1,08( tính ở trên) +
đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw2=

Vận tốc vòng :
V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9

= 1,13 +

Với
Tra bảng 6.15[TK1]/105
6.16



Thay số :
-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo CT6.1 với v=1,06m/s < 5m/s
-với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25 nên
do đó:

ta có
o/o Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo. Vậy ta chọn bw=70 mm 4.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
(6.43)
(6.44) Trong đó: Theo bảng 6.7 với
ta có
Với v = 1,06(m/s) < 2,5(m/s), tra bảng 6.14[1], cấp chính xác 9 thì
. Tra bảng 6.15
6.16



Với

Số răng tương đương : Zv1 =Z1/cos3
=26/0,973 =28.49 Zv2 =Z2/cos3
=106/0,973 = 116,14 Với Zv1 = 28 ,Zv2 =116 và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 =0, tra bảng 6.18 ta có
Ứng suất uốn :

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn. 5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5 Theo CT6.48[1]/108:
Theo CT6.49[1]/108:

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải. 6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN Thông số  Kết quả   Khoảng cách trục Môđun pháp Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng  aw = 170mm m = 2,5 mm bw = 70 mm u2 = 4,1 m/s β = 14,07 0 Z1 = 26 , Z2 = 106 x1 = x2 = 0 d1 = 67mm ; d2 = 273mm da1 = 72mm; da2 = 278mm df1 = 60,75mm; df2 = 266,75mm   7-Điều kiện bôi trơn

vậy đã thỏa mãn điều kiện bôi trơn PhầnIII: Thiết kế bộ truyền xích Số liệu đầu vào : tỷ số truyền: Ux=3.01 công suất :P3’=P3/2=4.52/2=2.26 kw số vòng quay: n3=73.95 v/ph I - Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn II - Xác định các thông số của xích trong bộ truyền 1*Xác định số răng đĩa xích Chọn số răng đĩa xích nhỏ: Z1=29 – 2*u=29-2*3.01=22.98 Vậy ta chọn Z1=23 răng Suy ra số răng đĩa xích lớn là Z2=3.01*Z1=3.01*23=69 răng Tỷ số truyền thực Ux=69/23=3 2*Xác định bước răng p *Công suất tính toán: Pt=

[P] Ta có với Z1=23
kz=25/Z1=25/23=1.09 hệ số số răng với n01=50 v/ph
kn=n01/n1=50/73.95=0.68 hệ số số vòng quay lại có k=ko*ka*kđc*kb*kđ*kc *ko hệ số ảnh hưởng đến cách bố trí bộ truyền do đường nối tâm 2đĩa xích làm với đường ngang 1 góc 30o<60o vậy ko=1 *ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p) *kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích Do xích có dịch chỉnh nên kđc =1 *kb hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi kb=1.3 *kđ hệ số tải trọng động Do có va đập nhẹ nên kđ=1.2 *kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) bộ truyền làm 2 ca *kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích Có 1 dãy nên kx=1 Vậy k=1*1*1*1.3*1.2*1.25=1.95 Khi đó công suất tính toán Pt=2.26*1.95*1.09*0.68=3.27 kw **TỪ ĐÓ TA CÓ với
theo bảng 5.5(tr81 TK1) ta có chọn : bước xích p=31.75 mm công suất cho phép [P]=5.83 kw đường kính chốt dc=9.55 mm chiều dày ống B=24.46 mm ta thấy Pt<[P] nên thoả mãn theo bảng 5.8(tr83 TK1) ta thấy bước xích p<pmax 3*tính sơ bộ khoảng cách trục: a=40p=40*31.75=1270 4*Xác định số mắt xích x Số mắt xích x xác định theo công thức X=
=2*40+
+
=127.34 Lấy số mắt xích chẵn : x=128 Tính lại khoảng cách trục theo công thức a= 0.25*p*[ x-0.5(Z2+Z1) +
a=0.25*31.75*{ 128-0.5(23+69)+
=1280.63 mm Để xích không phải chịu 1 lực căng quá lớn a cần giảm 1 lượng
=(0.002
0.004)a Ở đây chọn
a=0.004a=5.12 mm Vậy ta chọn a=1276 mm Số lần va đập của xích i=
=
=1
[i]=25 vậy i<[i] nên số liệu đã thoả mãn III - Kiểm nghiệm xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S S=

[S] *Q :tải trọng phá huỷ Tra bảng 5.2(tr 78 TK1) Q=88.5 kN *Kđ hệ số tải trọng động Do Tmm/T1=1.5 nên ta có Kđ=1.2 *Ft lực vòng Ft=
với v=Z1*p*n3/60000=
=0.9 m/s
Ft=
=2511.11 N *Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q*v2 q khối lượng 1 met xích(tra bảng 5.2) q=3.8 kg => Fv=3.8*0.92=3.1 N *Fo lực căng do trọng lượng nhánh xích bị dẫn gây ra Fo=9.81*kf*q*a Kf hệ số phụ thuộc độ võng f của xích & vị trí bộ truyền Do bộ truyền nghiêng góc 30o => kf=4 => Fo=9.81*4*3.8*1.276=190.27 N => S=
=27.6 Theo bảng 5.10 (tr86 TK1) ta có n01=50 v/ph => [S]=7 vậy S>[S] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền IV - Tính đường kính đĩa xích 1*Đường kính vòng chia đĩa xích d1=p/sin(
/Z1)=31.75/sin(
/23)=233.17 mm d2=p/sin(
/Z2)=31.75/sin(
/69)=697.59 mm 2*Xác định đường kính đỉnh đĩa xích da1=P(0.5+cotg(
/Z1))=31.75(0.5+cotg180/23)=246.87 mm da2=P(0.5+cotg(
/Z2))=31.75(0.5+cotg180/69)=712.73 mm 3*Xác định đường kính vòng đáy df1=d1-2*r với r = 0.5025d1+0.05 d1 đường kính con lăn: tra theo bảng 5.2 (tr 78 TK1) d1=18.05 mm r =0.5025*d1+0.05=0.5025*19.05+0.05=9.623 mm df1=d1-2*r=233.17-2*9.623=213.92 mm df2=d2-2*r=697.59-2*9.623=678.34 mm V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:
H=0.47*
<[
H] [
H] ứng suất tiếp xúc cho phép Ft =2511.11 N Fvd lực va đập trên m dãy xích: m=1