Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải
ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ
**********
ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Đề số 1A:
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Số liệu cho trước
1
2
3
5
6
7
Lực kéo xích tải F (N)
Vận tốc băng tải v (m/s)
Đường kính băng tải D (mm)
Thời gian phục vụ Lh (giờ)
Số ca làm việc
F
V
D
Lh
9750
0,7
N
m/s
mm
giờ
ca
500
20000
2
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền
ngoài α (độ)
45o
độ
8
Đặc tính làm việc
Êm
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 : Chọn khớp nối.
- Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần VII : Tính chọn then.
- Phần VIII : Tính chọn ổ trục.
- Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
- Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến
thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp
ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương
pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi
tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với
công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó
được giao đề tài :
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên
Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền
đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng
động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để
truyền động đến băng tải.
Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững,
dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh
được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn
bè.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn
Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành
đồ án môn học này....
Hưng Yên, ngày…/…./….
Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt .
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
Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ
* Công suất cần thiết:
- Công suất danh nghĩa trên trục công tác: Pdn = F.v/1000
Với F: lực kéo băng tải
V: vận tốc băng tải
Pdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW
- Công suất đẳng trị của động cơ: β = P1
( P / t )2 t /
t
i
i
1
i
Trong đó: -P1 : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên
trục công tác.
- Pi : Công suất tác dụng trong thời gian ti.
12 .4 0,62.4
β=
= 0,82 kW
8
- Công suất tính toán trên trục máy công tác: Pt = Pdn .β
Pt = 6,825.0,82 = 5,597 kW
- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọi
ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:
ht
=
k. đ. rtru.
ol4 x
Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1
k – hiệu suất của khớp nối.
đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.
k = 1
đ = 0,95
rtru – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn.
rtru = 0,97
ol = 0,99
x = 0,92
x – hiệu suất của bộ truyền xích.
ht=12.0,95.0,97.0,994.0,92= 0,8144
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = Pt / ηꢀ= = 5,597 /0,144 = 6,87 kW
* Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ:
- Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000.v/(πD)
Với: v- vận tốc băng tải (m/s)
D- Đường kính băng tải (mm)
nlv = 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p)
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): ut = ux.uđ.uh
Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích ux = 3,5
hộp giảm tốc=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp uh=4
bộ truyền đai uđ = 4
ut = 3,5.4.4 = 56
- Số vòng quay trên trục động cơ : nsb = nlv. ut = 26,75 .56 = 1498 (v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: nđb = 1500 v/ph
* Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4
Kiểu
Công suất Vận tốc quay
động cơ
Vòng/phút
Khối
Ik
% Cos
Tk
lượng
Idn
Tdn
Kw Mã 50Hz 60Hz
lực
K160S4
7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2
94 (kg)
1.2. Phân phối tỷ số truyền:
* Tính lại tỷ số truyền chung: ut = nđc / nlv = 1450 / 26,75 = 54
* Phân phối TST: Chọn uh= 4, chọn ux=3,5
Ta có: uđ = ut/(uh.ux) = 54 /(3,5.4) = 3,86
1.3. Tính các thông số trên các trục:
*Tính toán tốc độ quay của các trục :
ndc
- Trục động cơ: nđc =
= 1450/1 =1450 (v/p)
uk
ndc
- Trục I:
- Trục II:
nI =
= 1450/3,86 = 375,6(v/p)
= 374,4/4 = 93,9 (v/p)
ud
nI
nII =
ubrr
*Tính công suất trên các trục:
- Pđc = pct = 6,87 kW
- PI = Pđc.ηđ.ηol = = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW
- PII = PI. ηbr.ηol = 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW
* Tính mômen xoắn:
Tđc = 9,55.106.Pct / nđc = 9,55.106. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm)
T1 = 9,55.106.PI / n1 = 9,55.106. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm)
T2 = 9,55.106.PII / n2 = 9,55.106. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm)
1.4. Bảng kết quả tính toán :
Trục Trục
Động cơ
Trục
I
Trục
II
Thông số
Tỷ số truyền
3,86
4
Công suất
P( kW)
6,87
6,46
6,2
Số vòng quay
n (v/ph)
1450
375,6
93,9
Momen xoắn
T( N.mm)
45247,2
164251,9
632585,5
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]
Với Pđc =5,5 kW
nđc = 1445 vòng/phút
chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1):
Diện tích
tiết diện A,
mm2
Kích thước tiết diện, mm
Ký
hiệu
Chiều dài giới hạn
l, mm
Đường kính bánh
đai nhỏ d1, mm
bt
B
h
8
yo
A
11
13
2,8
81
100 200
560 4000
Mặt cắt của đai thang
13
11
400
Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2.Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ
d1 = (5,2...6,4) 3 T1
Với T1: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ.
T1=Tđc=45247,2 N.mm
3
d1 = (5,2…6,4) . 45247,2 = (185,3.. 228,06)
Chọn d1 = 200mm
Kiểm tra vận tốc đai
.d1.n1 .200.1445
v
15,12( m / s ) vmax
60000
60000
với vmax = 25 m/s thoả mãn điều kiện.
Theo (4.2) tài liệu [1]
Hệ số trượt: = 0,01-0,02 chọn ε = 0,02
• Chọn đường kính bánh đai lớn là:
Theo (4.2) tài liệu [1], chọn
d2 = u . d1 .(1 - ) = 3,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm)
Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d2 = 800 mm
- Vậy tỉ số truyền thực tế:
d2
800
ut
4,1
d1(1 ) 200(10,02 )
Sai số tỉ số truyền là:
ut u
4,1 4
u
.100%
.100% 2,5% 5% Thỏa mãn điều kiện
u
4
• 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:b
a
0,95 a=0,95. d2 = 0,95.800=760
d2
Kiểm tra điều kiện a:
0,7(d1 + d2) + h a 2(d1 + d2)
0,7(d1 + d2) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558
2(d1 + d2) = 2 (200 + 800) = 2000
thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:
( d2 d1 )2
l 2.a 0,5. .( d1 d2 )
4.a
( 800 200 )2
2.760 0,5. .( 200 800 )
3208mm
4.760
Theo bảng 4.13 tài liệu [1] chiều dài tiêu chuẩn
l = 3350 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo công thức (4.15) tài liệu [1]
v
15,12
i
4,51 imax
l
3,35
với imax = 10 vòng/giây
- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mm
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
2 8.2
a
4
Trong đó:
(d1 d2 )
l
2
d2 d1
2
2l ( d2 d1 ) [ 2l ( d2 d1 )]2 8( d2 d1 )2
a
8
2
2.3350 3,14.( 800 200 ) 2.3350-3,14.(800+200) 8.( 800 200 )2
a
8
a 836mm
Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
57o
1 180o
( d2 d1 )
a
57o
1 180o
( 800 200 ) 139o
836
1 > min = 120o thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
P .Kd
1
z
[P ]. C .Cl..Cu .Cz
o
Trong đó:
+ C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] C = 1-0,0025(180- 1 ) = 0,89với = 139o
+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
l
3350
1,97
lo 1700
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 = 1,15
+ Kđ : hệ số tải trọng động
Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] Kđ = 1,1
+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] Cu = 1,14 với u = 3,86
+ [Po] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] [Po] = 4,06 kW
với v = 15,12 m/s và d1 = 200 mm
P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69
+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] Cz = 1
Do đó
z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45
lấy z = 1
2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1)
B = (z - 1) . t + 2e
Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm)
• Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3)
da = d1 + 2ho = 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra:
Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1]
Fv = qm . v2 =0,105.15,122
+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
qm = 0,105 kg/m
+ v: vận tốc vòng =15,12(m/s)
+ P1: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
780.P.Kd
1
Fo
F
v
v.C .z
780.6,87.1,1
15,12.0,89.1
F0
=
+ 30 = 376,9 (N)
Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1).
Fr = 2Fo . z . sin(1/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2)
Fr = 706 (N)
d2
n2
45°
1
45°
d1
O2
n1
F1
F2
F
r
O1
2
1
2
F2
Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc
B
t
ho
Hình dáng mặt cắt đai
Bảng thống kê
Thông số
Ký hiệu
Đai thang
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
d1, mm
d2, mm
B, mm
l, mm
z
200
800
20
3350
1
Số đai
Lực tác dụng lên trục
Fr, N
706
PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
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
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19
(2.17)
Với uxích = 2 z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19
Vậy:
Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 zmax
z1 = 22 (răng)
(2.18)
Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 22 = 77(răng)
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]
(2.19)
Trong đó: Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW)
[P]- công suất cho phép
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích
p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);
z01
z1
25
22
kz - Hệ số răng ; kz =
=
= 1,1363
200
n01
kn - Hệ số vòng quay; kn =
=
= 2,17
nII
92
Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1):
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc
(2.20)
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 45o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (30…40)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 = 1,2;
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 (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437
Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW)
Pt = 5,79 KW < [P] = 19,3 KW
Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1]
điều kiện p <pmax được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
z1 z2
(z2 z1 )2 .p
2a
x =
+
+
(2.21)
4 2a
p
2
(60 24)2 .31,75
4.3,142.1270
2.1270
31,75
24 60
x =
+
+
= 122,82
2
Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
2
(z z )
a*w2 = 0,25.p x 0,5
z2 z1
[xc 0,5(z2 z1 )]2 2
(2.22)
2
1
c
Theo đó, ta tính được:
2
(60 24)
a*w2 = 0,25.31,75 122 0,5
60 24
[122 0,5(60 24)]2 2
3,14
a*w2 =1272,86 = 1273 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
a = (0,002…0,004)a*w2 , ta chọn a = 0,003a*w2 4 (mm)
aw2 = a*w2 - a = 1273 - 4 = 1269 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
z1.nIII
i =
[i]
(2.23)
15.xc
24.191,14
15.122
i =
= 2,486
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25;
i = 2,486 < [i] = 25, 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 má xích.
c. 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
đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
Q
s =
≥ [s]
(2.24)
kd .F F0 Fv
t
Trong đó:
Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:
Q = 88,5 kN = 88500 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1]
, ta có: q = 3,8 kg;
kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
z1.p.nIII
v =
(2.25)
(2.26)
60.103
24.31,75.191,14
v =
= 2,427 (m/s)
60000
Ft - Lực vòng trên đĩa xích:
1000.P
Ft =
v
1000.2,19
= 902,35 (N)
2,427
Ft =
Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
Fv = 3,8. (2,427)2 = 22,38 (N)
F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a
(2.27)
(2.28)
Trong đó 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. 1269 = 19,035 (mm);
kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với
phương nằm ngang;
F0 = 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N)
88500
Từ đó, ta tính được: s =
= 79,44
1.902,35 189,22 22,38
Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. 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:
p
31,75
d1 =
=
= 243,24 (mm)
Ta lấy d1 = 243 (mm)
Ta lấy d2 = 607 (mm)
o
z1
180
sin
sin
sin
24
p
31,75
d2 =
=
= 606,65 (mm)
o
z2
180
sin
60
• Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/24)] = 257,04 (mm)
Ta lấy da1 = 257 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/60)] = 621,7 (mm)
Ta lấy da2 = 622 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.dl + 0,05
(2.29)
với dl = 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1].
r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm)
do đó: df1 = 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy df1 = 238 (mm)
df2 = 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy df2 = 603 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
kr
F Kd Fvd
.E
t
H = 0,47.
[H]
(2.30)
A.kd
Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1];
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N)
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
Fvd = 13. 10-7. nIII. p3. m
(2.31)
Fvd1 = 13. 10-7. 191,14. (31,75)3. 1 = 7,95 (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 = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- tài
liệu [1], với z1 = 24 kr1 = 0,432
2E1.E2
E =
- Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của
E1 E2
vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 MPa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - tài liệu [1],
ta có: A = 262(mm2);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
- Ưng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:
0,432
902,14.1,2 7,95
.2,1.105
H1 = 0,47.
= 288,84 (MPa)
262.1
- Ưng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z2 = 60 kr2 = 0,22
Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p3. m = 13. 10-7. 76,45. (31,75)3. 1 = 3,18 (N)
0,222
902,35.1,2 3,18
.2,1.105
H2 = 0,47.
= 205,67 (MPa)
262.1
Như vậy: H1 = 288,84 MPa < [H] = 600 MPa ; H2 = 205,67 MPa < [H] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt
luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427
m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai
đĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:
F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv
(2.32)
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên
trục được xác định theo công thức:
Fr = kx. Ft
(2.33)
Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ
truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N);
Fr = 1,15. 902,35 = 1037,7 (N)
d2
F1
n2
15°
d1
n1
15°
O1
F
rx
1
F2
2
Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
b
Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích
Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích
Các đại lượng
Khoảng cách trục
Thông số
aw2 = 1269 mm
z1 = 24
Số răng đĩa chủ động
Số răng đĩa bị động
z2 = 60
Tỷ số truyền
uxích = 2,5
Số mắt của dây xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích
x = 122
Chủ động: d1 = 243 mm
Bị động: d2 = 607 mm
Chủ động: da1 = 257 mm
Bị động: da2 = 622 mm
Chủ động: df1 = 238 mm
Bị động: df2 = 603 mm
B = 19,05 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn)
Bước xích
p = 31,75 mm
PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG
4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng 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)
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng 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
HB
250
240
b
850
750
ch
580
450
Bánh răng 1 Thộp 45 tôi cải tiến
Bánh răng 2 Thộp 45 tôi cải tiến
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:
H0
lim
[H] =
[F] =
. ZR .Zv .KxH .KHL
(3. 34)
(3. 35)
SH
F0
lim
. YR .Ys .KxF .KFC .KFL
SF
Trong đó:
ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
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:
H0 .KHL
lim
[H] =
[F] =
(3. 34a)
(3. 35a)
SH
F0 .KFC .KFL
lim
SF
Trong đó:
0H và 0F lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
lim
lim
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi
cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:
0H lim = 2HB + 70
;
SH = 1,1 ;
0F = 1,8HB
;
SF = 1,75 ;
lim
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:
0H
0H
0F
0F
= 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa;
= 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa;
= 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ;
= 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
lim1
lim 2
lim1
lim 2
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:
NHO
NHE
mH
KHL =
KFL =
(3. 36)
(3. 37)
NFO
NFE
mF
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.H2H,B4
(3. 38)
NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789
NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913
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:
NHE = 60.c. M / M max 3niti
(3. 39)
(3.40)
i
mF
NFE = 60.c.
M / M max niti
i
Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ).
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; nII = 578 vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; nIII = 152,9 vòng/phút.
NHE1 = 60. 1. 578. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] =506050560
NHE2 = 60. 1. 152,9. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] = 133867008
NFE1 = 60. 1. 361,25. 24000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 435576361
NFE2 = 60. 1. 229,22. 24000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 115224265,7
Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2
;
.
NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2
KHL1 = 1 , KHL2 = 1;
KFL1 = 1 , KFL2 = 1.
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được:
570.1
[H]1 =
[H]2 =
[F]1 =
[F]2 =
= 518,181 Mpa;
1,1
550.1
1,1
= 500 Mpa;
450.1.1
1,75
= 257,143 MPa;
= 246,857 Mpa.
432.1.1
1,75
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn
trong hai giá trị tính toán của [H]1 và [H]2 .
H1
2
H 2
[H] =
=509,0905 Mpa.
*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25
H min = 1,25.500=625 Mpa > [H] =509,0905 Mpa.
* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công
thức:
[H]max = 2,8ch
[F]max = 0,8ch
(3. 41)
(3.42)
[H1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa;
[H2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa;
[F1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa;
[F2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa.
4.3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
a) Xác định khoảng cách trục:
Ta có công thức 6.15a - tr 96 – tài liệu [1 ]:
TII .KH
3
aw = Ka.(u + 1).
trong đó:
H
2 .u. ba
- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng
nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1]
=> Ka = 43 Mpa1/3
- TII : Mômen xoắn trên trục chủ động MII = 30260,44Nmm
- [H]sb = 509,0905 Mpa
- ba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta cú ba = 0,3
- u là tỷ số truyền u = u2 = 3,78- KH: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính
bd
bd = 0,53. ba (u + 1)
=> bd =0,53.0,3.(3,78+1) = 0,76
Tra bảng 6-7 tr 96 – tài liệu [1] bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB < 350 nên
= > KH = 1,01
và
KF = 1,03
30260,44.1,01
vậy aw = 43.(3,78 + 1).
Chọn aw = 100 mm
3
=96,023 mm
509,0905
2 .3,78.0,3
b) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ
TII .KH .(u 1)
3
dw=Kd.
H
2 .u. ba
Trong đó:
Kd- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,Theo bảng (6.5) tài liệu [1]
ta cú Kd =67,5 Mpa1/3
30260,44.1,01.(3,78 1)
=>dw=67,5.
3
= 53,47 mm
509,0905
2 .3,78.0,3
4- Xác định thông số ăn khớp.
+) Xác định môđun ta có m = (0,01 0,02)aw
=> m = (0,01 0,02).100 = (1, 0 2, 0) mm
Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng = 10o
+) Số răng bánh nhỏ:
2.a .cos10
2.100.cos10
2.(3,781)
Z1=
=
= 20,5 Chọn Z1 = 20(răng)
m(u34 1)
+) Số răng bánh lớn:
Z2= u.Z1= 3,78.21= 75,6(răng) Lấy Z2 = 76(răng)
=> TST thực là: um = Z2/Z1 = 76/20 = 3,8
Zt = Z1 + Z2 = 20+76=96(răng)
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
m.zt
2.96
aw
96 (mm)
2
2
Rõ ràng là aw tính theo (6.21) khác với aw tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trị
số của aw được quyết định tùy thuộc vào quy mô sản xuất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
và góc nghiêng thực tế là:
Z1 Z2
mn
20 76 .2
2.100
Cos
0,967 = 16,260
2.aw
5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải
thỏa mãn điều kiện
2.T .KH .(Unh 1)
1
H = ZM .ZH Z
[H] = 509,0905 (MPa).
d 2w1.b .U
w
nh
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV. KH.
- bw : Chiều rộng vành răng.
- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Xác định ứng xuất tiếp xúc:
Bánh răng nhỏ:
- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là
thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).
Theo (6.35):
với φt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,76
(tgβb=cosφt.tgβ=cos(20,76)tg(16,26)=tg(15,25)
Vậy βb =15,250
theo TCVN 1065-71 α=200
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
2cos
sin 2tw
2.cos16,260
sin(2.20,67 )
ZH=
1,7
- bw : Chiều rộng vành răng.
bw = 0,3.aw = 0,3.100= 30(mm ).
= [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos = [1,88 – 3,2 (1/20 +1/76)].cos(16,26 0 ) = 1,61
v=π.dw.n2/60000=1,577
Do vận tốc bánh dẫn: v = 1,577 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta
được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định đư-
ợc : KH = 1,13.
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
1
0,788
Z =
.
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV. KH.
- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’
- dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.100/(3,78+1)=41,8 (mm).
- T1 = 30260,44 (N.mm).
.b .d1
2.T1.KH .KH
1,577.30.41,84
KHv 1
1
1,028
2.30260,44.1,03.1,13
Còn
a
H H .go .v.
0,002.73.1,577. 100 / 3,78 1,184
u
Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] H = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) KH = 1,01
KH = KH.KHV. KH =1,03.1,13.1,025= 1,193
2.30260,44.1,193.(3,78 1)
Thay số : H = 274.1,713.0,7728
478,717 (Mpa).
30.3,78.41,82
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH.
Với v =1,577 m/s ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn
mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63 m.
Do đó ZR = 1 với da< 700mm KxH = 1.
[H] = 509,0905.1.1.1=509,0905 MPa.
Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều
kiện bền do tiếp xúc.
6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:
Điều kiện bền uốn cho răng:
2.T .KF .Y .Y .YF1
1
F1 =
F2 =
[F1]
b.mnw.dw1
F1.YF 2
[F2]
YF1
Trong đó:
T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 30260,44 Nmm;
mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw = mtw =
2(mm);
bw -Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm);
dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 41.8 (mm);
z1
zvn1
zvn2
=
=
(3.59)
(3.60)
cos3
z2
cos3
20
zvn1
zvn2
=
=
= 22.6
cos3 (16,260 )
76
= 85,90
cos3 (16,26 0)
YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau:
Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,39 ; YF2 = 3,50;
Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0,5 (khi = 1,674 và HB2320, HB1-HB270)
1
Y =
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang, ta
có = 1,674
1
Y =
1,674
=0,597
Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
Y=1- /140 =1- 1,674/140 =0,988
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với: KF = KF. KF. KFv
(3.61)
Trong đó:
KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: KF = 1,03;
KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]
KF = 1,37;
KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo
công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
vF .b.dm1
KFv = 1 +
(3.62)
2.T1.KF .KF
dm1 (u 1)
Với
Trong đó:
vF = F. g0. v.
(3.63)
u
F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài
liệu [1], ta chọn F = 0,006;
g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 -
tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 =
73;
v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,74 (m/s)
dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dm1 = 41,8 (mm)
u - tỷ số truyền thực tế, um = 3,77;
b - Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm) ;
T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 30260,44 (Nmm);
41,8.(3,8 1)
vF = 0,006. 73. 1,57.
= 5,028
3,8
Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:
5,028.30.41,8
KFv = 1 +
= 1,074
2.30260,44.1,03.1,37
Từ công thức (3 -61), ta tính được:
KF = 1,03. 1,37. 1,074 = 1,515
Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có:
2.30260,44.1,515.0,617.0,895.3,39
F1 =
F2 =
= 91,25(Mpa)
30.1,5.41,8
84,088.3,50
3,39
= 94,21 (Mpa)
Từ đó ta thấy rằng:
F1 =91,25 Mpa < [F1] = 257,143 Mpa;
F2 = 94,21 Mpa < [F2] = 246,857 Mpa.
Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.
7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xúc:
Hmax = H. Kbd với Kqt = Kbđ = 1,5
=> Hmax = 518,18. 1,5 = 634,63 < [H1]max =1624 Mpa, [H2]max =1260 Mpa
+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48
F1max = F1.kqt = 91,25.1,5 = 136,875 < [F1]max = 464 Mpa
F2max = F2.kqt = 94,21.1,5 = 141,315 < [F2]max = 360 Mpa
Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.
8. Thông số cơ bản của bộ truyền
-
-
-
-
-
-
-
-
Khoảng cách trục:
Môđun pháp bánh răng: m =2 (mm.)
Chiều rộng bánh răng: bw = 30 (mm).
Số răng bánh răng: Z1 = 20 và Z2 = 76
aw = 100 (mm).
Góc nghiêng của răng:
Góc prôfin gốc :
= 16,26 0.
= 20.
Góc ăn khớp:
t = t = arctg(tg/cos) = 20,670.
Đường kính chia : d1= m.Z1/cos =2.20/cos(16,26 o) = 41,7 (mm).
d2= m.Z2/cos =2.76/cos(16,26o) = 158,33 (mm).
-
-
Đường kính đỉnh răng :
Đường kính đáy răng :
da1 = d1 + 2.m = 41,7+2. 2=45,7 (mm).
da2= d2 + 2.m = 158,33 +2.2 =162,33 (mm).
df1 = d1–2,5.m=41,7- 2,5.2 = 36,7 (mm).
df2 = d2 - 2,5.m=158,33-2,5.2 =153,33(mm).
Fr1
n
1
z
Ft2
x
Frd1
Fa1
y
Fa2
Ft1
Frx2
Fr2
n
2
Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc
Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ
+Lực vòng:
2.T1
2.30260,44
Fx1=
=
=1447,8 N
.dw1
41,7
+ Lực hướng chiều trục Fz1:
Fz1=Fx1. tgtw. cos
Fz1=1447,8. Tg20,670 . cos16,260
=527,19 N
+Lực hướng kính:Fy1
(IV -18)
:
Fy =Fx1. tg
Fy =1447,8. tg16,260=378,2 N
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:
+Lực vòng:
(IV -19)
Fx1= Fx2=1447,8 N
+Lực hướng chiều trục Fz2:
Fz1= Fz2=527,19 N
+Lực hướng kính:Fy2
Fy2 = Fy1= 378,2 N
8.1- Lập bảng thông số
STT
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Tải về để xem bản đầy đủ
61 trang
11/09/2024
890
Bạn đang xem 30 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên.
File đính kèm:
- do_an_thiet_ke_he_dan_dong_bang_tai.doc
