1. Trang Chủ
  2. Cơ khí - Chế tạo máy
  3. Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải (đề 1)

Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải (đề 1)

Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải (đề 1) gồm 6 phần có nội dung trình bày về chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền, tính toán thiết kế bộ truyền xích, thiết kế bộ truyền trong, tính toán thiết kế trục, tính chọn và kiểm nghiệm ô lăn, kết cấu vỏ hộp. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 1 Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ

Thể loại Tài liệu miễn phí Cơ khí - Chế tạo máy

Số trang 65

Ngày tạo 8/30/2018 4:34:24 AM +00:00

Loại tệp PDF

Kích thước 0.71 M

Tên tệp

Tải Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải ... (.pdf)

Xem mẫu

  1. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY  ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 1  
  2. Đồ án chi tiết máy đề 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 băng tải: F = 5770 (N)  Vận tốc băng tải: v = 1.90 (m/s)  Số răng đĩa xích tải: Z = 12  Bước xích tải: p = 75 (mm)  Thời gian phục vụ: Lh = 18500 (h)  Số ca làm việc: soca = 2 (ca)  Góc  nghiêng  đường  nối  tâm  bộ  truyền  ngoài @ = 00  Đặc tính làm việc: êm    1.1 Công suất làm việc F .v 5770.1.90   Plv    10.96 (KW)  1000 1000 1.2 Hiệu suất hệ dẫn động 3     br .ol . x .kn   2.3   Trong đó tra bảng  B [1] ta được:  19  Hiệu suất bộ truyền bánh răng:  br = 0,98   Hiệu suất bộ truyền xích:  x = 0,92  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 2  
  3. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  Hiệu suất ổ lăn:  ol = 0,99   Hiệu suất khớp nối:  kn = 1     br .ol .d . x = 0,98.0,993.0,92.1= 0,875  3 1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ Plv 10.963   Pyc   = 12.53 (KW)   0,857 1.4 Số vòng quay trên trục công tác 60000.v 60000.1.90   nlv    126.667 (v/ph)  z. p 12.75 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ   usb  ux .ubr     Theo bảng  B 2.4 [1] chọn sơ bộ:  21  Tỷ số truyền bộ truyền xích:  ux =3   Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng  ubr = 4   usb  ux .ubr = 3.4 = 12  1.6 Số vòng quay trên trục động cơ   nsb  nlv .usb =126,67. 12 = 1520 (v/ph)  1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ t   Chọn  ndb = 1500 (v/ph)  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 3  
  4. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 1.8 Chọn động cơ   Tra bảng phụ lục tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn:         b t n  n  1500(v / ph)  db db    cf    Pdc  Pyc  15( KW )    Ta được động cơ với các thông số sau: Ký hiệu động cơ:   KH : 4A160S4Y3  cf  Pdb  15 KW          ndc  1460(v / ph) d  48mm  dc   1.9 Phân phối tỷ số truyền ndc 1460   Tỷ số truyền của hệ:  uch   =11,52  nlv 126.67   Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4  uch 11.52   Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:  u x   = 2,88  ubr 4 uch  11,52   Vậy ta có:  ubr  4    u  2,88  x 1.10 Tính các thông số trên trục   Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=10,96(KW)    Công suất trên trục II:  Pct 10.96     PII   = 12,03 (KW)  ol . x 0,99.0, 92     Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 4  
  5. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   Công suất trên trục I:  PII 12, 03     PI   = 12,40 (KW)   ol .br 0, 99.0,98   Công suất trên trục động cơ:  PI 12.66     Pdc   = 12,52 (KW)   ol . kn 0,99.1   Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1460 (v/ph)    Số vòng quay trên trục I:  ndc 1460     nI   = 1460 (v/ph)  ukn 1   Số vòng quay trên trục II:  nI 1460     nII   =365 (v/ph)  ubr 4   Số vòng quay trên trục công tác:  nII 365     nct   = 126,74 (v/ph)  u x 2.88   Môment xoắn trên trục động cơ:  Pdc 12,52     Tdc  9,55.106  9,55.106 = 81894.52 (N.mm)  ndc 1460   Môment xoắn trên trục I:  PI 12.40     TI  9,55.106  9,55.106  81109 (N.mm)  nI 1460   Môment xoắn trên trục II:  PII 12, 03     TII  9,55.106  9,55.106  314757  (N.mm)  nII 365   Môment xoắn trên trục công tác:  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 5  
  6. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Pct 10.96     Tct  9, 55.106  9,55.106  826108.9  (N.mm)  nct 126.74 1.11 Lập bảng thông số   Thông số/ trục  Động cơ  I  II  Công tác  ukn=1  ubr=4  ux=2,88  P(KW)  15  12,40  12,03  10,96  n(v/ph)  1460  1460  365  126,74  T(N.mm)  81894,52  81109  314757  826108,9    PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH   Thông số yêu cầu:      P = PII = 12,03 (KW)    T1 = TII = 314757 (N.mm)    n1 = nII = 365 (v/ph)    u = ux = 2,88    @ = 00      2.1 Chọn loại xích   Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu  cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 6  
  7. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải 2.2 Chọn số răng đĩa xích   Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2,88=  23,24  Chọn Z1 = 25    Z2 = u.Z1 = 2,88.25 = 72      Chọn Z2 = 73  2.3 Xác định bước xích 5.5   Bước xích p được tra bảng  B 1 với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:  81   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  400   Do vậy ta tính được:  Z 01 25   kz – Hệ số hở răng:   kz    1, 0   Z1 25 n01 400   kn – Hệ số vòng quay:   kn    1,10   n1 365   k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:  5.6   k0  –  Hệ số  ảnh  hưởng  của  vị  trí  bộ  truyền:  Tra  bảng  B 1 với  @  =  00  ta  82 được  k0 = 1    ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:  5.6     Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng  B 1 ta được ka = 1  82 Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 7  
  8. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:   5.6   Tra bảng  B 1 => kđc = 1  82 5.6   kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng  B 1 , ta được kbt = 1,3  82   bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu        cầu   5.6   kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng  B 1 , ta được kđ = 1   82 - đặc tính va đập êm  5.6   kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng  B 1 với số ca  82 làm việc là 2 ta được kc = 1,25    k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,25 = 1,63    Công suất cần truyền P = 12,03 (KW)    Do vậy ta có:    Pt = P.k.kz.kn = 12,03.1,63.1,0.1,10 = 21,57 (KW)  5.5  P  21,57( KW )   P    Tra bảng B 1 với điều kiện   t  ta được:  81 n01  400   Bước xích: p = 31,75 (mm)   Đường kính chốt: dc = 9,55 (mm)   Chiều dài ống: B = 27,46 (mm)   Công suất cho phép: [P] = 32 (KW)    2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích   Chọn sơ bộ:    a= 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 8  
  9. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   Số mắt xích:  2 2 2a Z1  Z 2  Z 2  Z1  p 2.1270 25  73  73  25  31, 75   x       130, 46   p 2 4 2 a 31, 75 2 4 21270   Chọn số mắt xích là chẵn: x = 130    Chiều dài xích L =x.p =130.31,75 = 4127.5 (mm).  p  2 2 * Z  Z2  Z  Z2   Z 2  Z1    a  x  1  x 1   2    4 2  2        31, 75  2 2 25  73  25  73   73  25     a*  130   130    2   1262,57( mm )   4   2  2         Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:    a  0,003.a*  0,003.1262.57  3,79(mm)     Do đó:    a  a*  a  1262,57  3,79  1258,78(mm)     Số lần va đập của xích i:  5.9   Tra bảng  B 1 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 31,75 (mm) => Số  85 lần va đập cho phép của xích: [i] = 25  Z1 .n1 25.365   i   4, 78  i   25   15.x 15.130 2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền Q   s   s  , với:  kđ .Ft  F0  FV   Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng  B 5.2 1 với p = 31,75 (mm) ta được:  78  Q = 88.5 (KN)  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 9  
  10. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  Khối lượng 1m xích: q = 3,8 (kg).    kđ – Hệ số tải trọng động:      Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1    Ft – Lực vòng:  1000P 1000.12,03     Ft    2490,68( N )   v 4,83 Z1. p.n1 25.31, 75.365     Với:  v    4,83(m / s )   60000 60000   Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:    Fv  q.v 2  3,8.4,832  88, 65( N )     F0 – 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 @ =00  => kf = 6    F0  9,81.k f .q.a  9,81.6.3,8.1258.78.103  281,548( N )   5.10   [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng  B 1 với p = 31,75 (mm);   86 n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2  Q 88650   Do vậy:  s    30,99   s    k đ .Ft  F0  FV 1.2490, 68  281, 54  88, 65 2.6 Xác định thông số của đĩa xích   Đường kính vòng chia:  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 10  
  11. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  p 31, 75 d1        253.32(mm)  sin   sin     Z1   25       d  p 31, 75   737.99(mm)  2      sin   sin     Z2   73    Đường kính đỉnh răng:           d a1  p 0, 5  cot g    31, 75 0,5  cot g    267, 2(mm)    Z1    25                d a 2  p 0,5  cot g  Z    31, 75 0,5  cot g  73   735,18(mm)    2     5.2   Bán kính đáy:  r  0, 5025d1'  0, 05 với  d1' tra theo bảng  B 1 ta được:   d1'  78 19,05(mm)  '   r  0,5025d1  0, 05  0,5025.19, 05  0, 05  9, 62(mm)     Đường kính chân răng:  d f 1  d1  2r  253,32  2.9, 26  234,8(mm)       d f 2  d 2  2r  737, 99  2.9, 26  719, 47(mm)    Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:  E    H 1  0, 47 kr ( Ft K đ  Fvđ ) , trong đó:  A.kđ   Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,0  5.12   A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng  B 1  với p = 31,75 (mm);  87   A = 262 (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 = 0,42  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 11  
  12. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy     (nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1)    Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:    Fvđ  13.107.n1. p 3 .m  13.107.365.31, 753.1  3, 28( N )     E – Môđun đàn hồi:  2E1E 2 5   E  2,1.105 (MPa )  do  E1  =  E2  =  2,1.10   MPa  :  Cả  hai  đĩa  xích  cùng  E1  E 2 làm bằng thép.    Do vậy:  5          H 1  0, 47 kr ( Ft K đ  Fvđ ) E  0, 47 0, 42.(2490, 68.1, 0  3, 28) 2,1.10  430, 64( MPa )   A.kđ 262.1 5.11   Tra bảng  B 1  ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính  86 tôi cải thiện, có   H   500   H  430,64(MPa)   2.7 Xác định lực tác dụng lên trục   Fr  kx .Ft  trong đó:    kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:    kx =1,15 vì β ≤ 400.    =>  Fr  kx .Ft  1,15.2490,68  2865,09( N )   2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích P   12, 03  KW   T1   81109  N.mm     n1   365  v / ph    u    u  2,88  x @     00  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 12  
  13. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Thông số  Ký hiệu  Giá trị  Loại xích  ----  Xích ống con lăn  Bước xích  P  31,75 (mm)  Số mắt xích  X  130  Chiều dài xích  L  1427,5 (mm)  Khoảng cách trục  A  1258,78 (mm)  Số răng đĩa xích nhỏ  Z1  25  Số răng đĩa xích lớn  Z2  73  Vật liệu đĩa xích  Thép 45   H   500(MPa)   Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ  d1  253,32 (mm)  Đường kính vòng chia đĩa xích lớn  d2  737.99 (mm)  Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ  da1  267.2 (mm)  Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn  da2  753.18 (mm)  Bán kính đáy  R  9,62 (mm)  Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ  df1  234,8 (mm)  Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ  df2  719,47 (mm)  Lực tác dụng lên trục  Fr  2865,09 (N)  PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 13  
  14. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Thông số đầu vào:  P=PI= 12,4 (KW)  T1=TI= 81109 (N.mm)  n1=nI= 1460 (v/ph)  u=ubr=4  Lh=18500 (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh răng 6.1   Tra bảng  B [1] , ta chọn:  92   Vật liệu bánh răng lớn:   Nhãn hiệu thép:  45   Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện    Độ rắn:  HB :192  240  Ta chọn HB2=230   Giới hạn bền σb2=750 (MPa)   Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)  Vật liệu bánh răng nhỏ:   Nhãn hiệu thép: 45   Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện   Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 245   Giới hạn bền σb1=850 (MPa)   Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)  3.2 Xác định ứng suất cho phép    a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 14  
  15. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  0 [ H ]  H lim Z R Z v K xH K HL  SH      0 , trong đó:  [ ]   F lim YRYS K xF K FL  F  SF   Chọn sơ bộ:   Z R Z v K xH  1        YRYS K xF  1 SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán  về ứng suất tiếp xúc  và ứng suất  uốn:  6.2 Tra bảng  B [1] với:  94  Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75   Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75  0 0     H lim , F lim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:  0  H lim  2 HB  70       0    =>   F lim  1,8 HB  0  H lim1  2 HB1  70  2.245  70  560( MPa )    Bánh chủ động:   0    F lim1  1,8HB1  1,8.245  441(MPa)  0  H lim 2  2 HB2  70  2.230  70  530( MPa )    Bánh bị động:   0    F lim 2  1,8HB1  1,8.230  414( MPa)    KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ  tải   trọng của bộ truyền:   NH 0  K HL  mH  N HE      , trong đó:   K  mF NF 0  FL N FE  mH,  mF  –  Bậc  của  đường  cong  mỏi  khi  thử  về  ứng  suất  tiếp  xúc.  Do  bánh  răng có   HB mH = 6 và mF = 6  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 15  
  16. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải   NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng  suất   uốn:  2,4  N HO  30.H HB       6     N HO  4.10   N HO1  30.H HB1  30.2452,4  16, 26.10 6 2,4       N HO 2  30.H HB 2  30.245  13,97.10   2,4 2,4 6  6  N FO1  N FO2  4.10   NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải  trọng  tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:    c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1    n – Vận tốc vòng của bánh răng    t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng   N HE 1  N FE1  60.c.n1.t  60.1.1460.18500  1620, 6.106    n1 1460    N HE 2  N FE 2  60.c.n2 .t  60.c. .t  60.1. .18500  405,1510 6  u 4 Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1     NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1     NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1     NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1  Do vậy ta có:  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 16  
  17. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  0 560 [ H 1 ]  H lim1 Z R Z v K xH K HL1  .1.1  509,10 MPa )  S H1 1,1  0 530 [ H 2 ]  H lim 2 Z R Z v K xH K HL 2  .1.1  481,82( MPa )  SH 2 1,1    0   [ ]   F lim1 Y Y K K  441 .1.1  252( MPa )  F1 S F1 R S xF FL1 1, 75  0   F lim 2 414 [ F 2 ]  S YRYS K xF K FL 2  1, 75 .1.1  236, 57( MPa )  F2 Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>   H    H 1    H 2     2 =>   H    H 1    H 2   509,09  481,82  495, 46 (MPa)  2 2    b. 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 )   [ ]  0,8.  0,8.450  360( MPa )  F 2 max ch 2 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục T1.K H      aw  K a  u  1 . 3  , với:  [ H ]2 .u. ba   Ka  –  hệ  số  phụ  thuộc  vật  liệu  làm  bánh  răng  của  cặp  bánh  răng:  Tra  bảng  6.5 B 1    => Ka= 43 MPa1/3.  96   T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 81109 (N.mm)    [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495,46 (MPa)    u – Tỷ số truyền: u = 4     ba , bd  – Hệ số chiều rộng vành răng:  6.6   Tra bảng  B 1 với bộ truyền đối xứng, HB 
  18. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải    bd  0,5 ba (u  1)  0,5.0,4(4  1)  1,0     KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành  6.7 răng   khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng  B [1]  với  bd  1,0  và sơ đồ  98 bố trí là sơ đồ 6 ta được:   K H   1, 05      K F   1,1    Do vậy:  T1.K H  81109.1, 05 aw  K a  u  1 . 3 2  43(4  1) 3  129,17( mm)   [ H ] .u. ba 495, 46 2.4.0, 4 Chọn aw = 130 (mm)    3.4 Xác định các thông số ăn khớp    a. Mô đun pháp    m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).130 = 1,3÷2,6 (mm)  6.8   Tra bảng  B [1]  chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).  99    b. Xác định số răng    Chọn sơ bộ β = 140 => cosβ = 0,970296    Ta có:  2.aw cos  2.130.cos140     Z1    25, 23 , lấy Z1= 25.  m(u  1) 2(4  1)     Z2= u.Z1= 4.25= 100  Z 2 100   Tỷ số truyền thực tế:  ut   4  Z1 25 Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 18  
  19. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải ut  u 44   Sai lệch tỷ số truyền:  u  .100%  .100%  0
  20. Đồ án chi tiết máy đề 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải  V =3,98 (m/s)  Nội suy tuyến tính ta được:   K Hv  1, 05       K Fv  1,14  K H   1, 05 Hệ số tập trung tải trọng:       K F   1,1  KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về  6.14 v  3,98(m / s) ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng  B 1 với   nội suy ta được:  107 CCX = 9  K H  1,15     K F  1,39 3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng    a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc  2T1 K H  ut  1      H  Z M Z H Z 2  [ H ]   bw .ut .d w1 [ H ]  - Ứng suất tiếp xúc cho phép:      [ H ]  [ H ].Z R Zv K xH  495,460,95.1  470,69(MPa)   6.5   ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng  B [1]   96 =>   ZM = 274 MPa1/3     ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:  2cos b 2cos14,96 0     ZH    1, 708   sin(2 tw ) sin(2.20, 730 )   Z  – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα  và   hệ số trùng khớp dọc εβ:    εα – Hệ số trùng khớp ngang:  Giáo viên hướng dẫn: Trịnh Đồng Tính Trang 20  
nguon tai.lieu . vn
Thạc sĩ - Tiến sĩ - Cao học Công nghệ thông tin Kinh tế - Thương mại Tài chính - Ngân hàng Kiến trúc - Xây dựng Điện-Điện tử-Viễn thông Cơ khí - Chế tạo máy Công nghệ - Môi trường Báo cáo khoa học Quản trị kinh doanh Khoa học xã hội Khoa học tự nhiên Nông - Lâm - Ngư Y khoa - Dược