THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chia sẻ: Nguyen Ngoc Son Son | Ngày: | Loại File: DOCX | Số trang:39

Thêm vào BST

Báo xấu

869
lượt xem 176
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

a.Công suất cần thiết Pct: P ct = KW Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác b : hệ số tải trọng tương đương h : hiệu suất truyền động Công suất trên trục công tác : P lv = KW F=3250N : Lực kéo băng tải v=1,6m/s : Vận tốc băng tải P lv = Hệ số tải trọng tương đương : β b = Hiệu suất truyền động : η η = hđhbrh³olhk hđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3) hbr= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3) hol= 0,99 : Hiệu suất của một...

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Đề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I. CHỌN ĐỘNG CƠ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ a.Công suất cần thiết Pct: P ct = KW Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác β : hệ số tải trọng tương đương η : hiệu suất truyền động Công suất trên trục công tác : P lv = KW F=3250N : Lực kéo băng tải v=1,6m/s : Vận tốc băng tải P lv = Hệ số tải trọng tương đương : β β= Hiệu suất truyền động : η η = ηđηbrη³olηk ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3) ηbr= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3) ηol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3) ηx = 0.92 : Hiệu suất bộ truyền xích ( Tra bảng 2-3) Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống : η = 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227 Công suất cần thiết Pct bằng : P ct = = 2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht nlv : là số vòng quay của trục công tác Trong đó uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống Số vòng quay của trục công tác : nlv nlv ==vòng/phút với D=380mm : đường kính băng tải Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht uht = uđubrux Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3. Suy ra : uht = 4.3.3=36 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút 3. Chọn động cơ : Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên động c ơ ph ải có P đm ≥ Pct= 5,212KW Nđc~ nsb= 2895,12 -Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2 có thông số kỹ thuật + Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW) + Tốc độ quay : nđc= 2900(v/p) + Khối lượng : m = 73kg + Hệ số quá tải : Tk/Tdn =2,2 + Đường kính trục động cơ: D = 32mm. II. Phân phối tỷ số truyền : - Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW) nđc = 2900 v/p Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : = = Mà ta có : uht = uđubrux uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang Trong đó : ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng => ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005 6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục : - Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p) - Tốc độ quay trên trục I là: - Tốc độ quay trên trục II là: - Tốc độ quay trên trục công tác là: - Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW : PI = Pđcηđηol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW - Công suất trên trục I là : PII= PIηbrηol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW - Công suất trên trục II là - Công suất trên trục công tác : Plv= PIIηxηol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW
7. Xác định momen xoắn trên các trục : Momen xoắn trên trục động cơ là: . Momen xoắn trên trục I là : Momen xoắn trên trục II là : Momen xoắn trên trục công tác là : ♦ Ta có bảng thông số sau : Thông số/Trục Động cơ I II Công tác uđ= ubr=3 ux=3,005 4 P (KW) 5,212 4,95 4,70 4,28 n (v/ph) 2900 725 241,67 80,42 T (N.mm) 17163,66 65203,45 185728,47 508256,65 PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I .Bộ truyền đai thang 1.Chọn loại đai : a.Các thông số đầu vào : Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm Tỷ số truyền : u1= uđ = 4 Số ca làm việc : 2 ca Đặc tính làm việc : Va đập vừa b.Chọn loại đat Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước : – Chọn loại đai. – Xác định kích thước và thông số các bộ truyền . – Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai. – Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục. Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng. Với : Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P – Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A. Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó , thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau :
Loại đai Kích thước tiết diện đai (mm) bt b h y0 A 11 13 8 2,8 2.Xác định đường kính bánh đai : a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ : Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định : d1= ( 5,2...6,4). = (5,2....6,4). = 134,13....165,09 mm Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm theo tiêu chuẩn . Vận tốc đai : v = v < vmax = 25 (m/s) ( thỏa mãn ) b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2 Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn : d2=uđ.d1.(1-) uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai Trong đó : Hệ số trượt bộ truyền đai ε = 0,02 d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế : Sai số của tỷ số truyền : (thoả mãn) 3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ: –Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có Vậy ta có : a = 0,95. =0,95.630=598,5 mm Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 : l = 2a+0,5.( = 2.598,5 + 0,5.(630+160) + (630-160)²/(4.598.5) = 2345,66 mm Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm – Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta có : i= Vậy ta có : i = 9,72 < =10 –Tính lại khoảng cách trục a: (mm) Trong đó : mm
Vậy khoảng cách trục thực : a = mm 4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn: Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có : Kiểm tra điều kiện : ( thỏa mãn ) Góc ôm 5.Xác định số đai cần thiết z : Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z= : hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được =1,1 ]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được ]=4KW (với v=24,3m/s và . =>=, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được :Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Ta có : : Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có =>= ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được : Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u=4>3 => Vậy ta có sồ đai cần thiết là : Z đai. Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn. 6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có : Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e Đường kính ngoài của bánh đai : Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : =3,3 , t=15 ,e =10 Vậy : B = (2 160 +2.3,3 =166,6 mm 7.Xác định lực tác dụng lên trục : – Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63: + : Lực căng do lực li tâm sinh ra Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được :=> Vậy ta có : –Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó : = 2. = 2.166.2.sin = 611,22 N .cosα = 611,22.cos80=106,14 N .sinα = 611,22.sin80= 601,93 N với α =là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 8.Bảng kết quả tính toán :
Thông số Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ : 160mm Đường kính bánh đai nhỏ : 630mm Chiều rộng bánh đai :B 35mm Chiều dài đai :l 2500mm Số đai :z 2 đai Tiết diện đai :A 81 Khoảng cách trục :a 582,06mm Góc ôm : Lực căng ban đầu : 166N Lực tác 106,14N dụng lên trục 601,93N
II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : 1.Các thông số đầu vào : – Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa – Số ca làm việc : 2 ca – Công suất trên trục chủ động : – Số vòng quay trên trục chủ động : = – Momen xoắn trên trục chủ động : =65203,45 Nmm – Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : 2.X ác định ứng suất cho phép : a. Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau : + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241285, có =850(MPa); =580(MPa) + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192240, có =750(MPa); = 450(MPa) b. Xác định ứng suất cho phép : - Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có: [σ] = [σ] = Trong đó : σ; σ :lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1. s; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2 /t94/q1 .Ta có: σ= 2.HB + 70 ; s=1,1 σ=1,8.HB ; s=1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB=260 ; độ rắn bánh lớn : HB=250 Khi đó : =2.260+70=590 MPa =1,8.260=468 MPa
=2.250+70=570 MPa =1,8.250=450 MPa k: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k=1( tải trọng đặt một phía ) k;k: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1 ; ở đây: m ; m: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn : với HB  = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5)..24000=21,16.107 >  = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).725.24000 = 54,64.10>  Vậy: [σ]=MPa [σ]=MPa Với bánh răng côn răng thẳng ta có: [σ]=min([σ];[σ])=518,18 MPa [σ]== 267,43MPa
[σ]=MPa - Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có: [σH]max=2,8. σch ⇒ [σH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ; [σH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ; [σF]max= 0,8.σch ⇒ [σF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ; [σF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ; 3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền : a. Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức 6.52a/t112/q1 ta có: Re= kR. Trong đó: Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3 kr=0,5.100=50(MPa)1/3 u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5 T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N. kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm kHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với: tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là Ta được kHβ= 1,09 Re=mm b.đường kính chia ngoài : Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b/t 112/q1 : de1=mm 4.Xác định các thông số ăn khớp : Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19 Với HB
mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 : mte= mtm/(1- 0,5.kbe) = mm Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó: mtm= mte.(1- 0,5.kbe) ==2,20 mm z1 = dm1/mtm = lÊy z1=31răng z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lÊy z2 = 93 răng Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3 Góc côn chia : δ1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) = δ2=90-δ1= Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1= 0,31 ; x2= - 0,31 Chiều dài côn ngoài : Re= mm Chiều rộng vành răng : b == 122,54.0,25 =30,64 mm lấy b = 31mm 5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có : σH = zM.zε.zH. [σH] Trong đó: ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có zM= 274 (MPA)1/3 zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức zε = ở đây: ε:Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức : ε=[ 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2)].cosβm (víi βm= 0) =[1,88-3,2.(1/31+1/93)].cos(0) =1,74
⇒ zε= zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có zH=1,76 T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61/t116 /q1 : kH =kHα.kHβ.kHV kHβ:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng , kHβ=1,09 kHα:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng kHα=1 kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63/t116/q1 kHV = 1 + νH.b.dm1/(2.T1.kHβ.kHα) Trong đó: νH = δH.g0.v. Với v = m/s δH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì δH=0,006 g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56 νH= 0,006.56.2,60. = 8,33
⇒[σH] = 518,18.0,95.1.1=492,27MPa Ta thấy σH
Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo . 7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải . Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có : σHmax= σH. [σH]max Với σH = 490,77 MPa kqt = ⇒ σHmax = 490,77. = 601,07 MPa
1912,12. N Lực dọc trục : = 220,02 N ; = 660,26 N Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn Thông số Trị số Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 31 Số răng bánh răng côn lớn z2 = 93
Tỷ số truyền ubr = 3 Chủ động: dm1 = 67,70 mm Đường kính trung bình của bánh răng Bị động: dm2 = 203,09 mm Chủ động: de1 = 77,50 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Bị động: de2 = 232,50 mm Chủ động: dae1 = 83,67 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Bị động: dae2 = 233,61 mm Chủ động: δ 1 = 18,43o Góc côn chia của bánh răng Bị động: δ 2 = 71,57o Chiều cao răng ngoài he = 5,5 mm Chủ động: hae1 = 3,25 mm Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Bị động: hae2 = 1,75 mm Chủ động: hfe1 = 2,25 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Bị động: hfe2 = 3,75 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 mm Chiều rộng vành răng b = 31 mm β = 0o Góc nghiêng của răng x1 = 0,31 mm Hệ số dịch chỉnh x2 = -0,31 mm
Lực tác dụng = = III.Bộ truyền xích : 1.Số liệu ban đầu : Công suất P = PII = 4,7 KW n1 = nII = 241,67vg/ph u = ux = 3,005 T ==185728,47 Nmm Tải trọng va đập vừa Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=8 Chọn loại xích : Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công su ất b ộ truyền không l ớn , giá thành rẻ và có độ bền mòn cao. 2.Xác định các thông số của bộ truyền : a. Tính số răng đĩa xích : -Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng c ủa đĩa xích nh ỏ Z 1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng. Theo bảng 5.4/t80/q1.Lấy tròn theo số lẻ =23 răng Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u. Z1= 3,005.23 = 69,12 răng Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn Kiểm nghiệm lại ux: ux =
b. Tính bước xích : Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích : Theo CT 5.3/t81/q1: Pt = P . k . kz . kn ≤ [P] Trong đó: Pt ,P,[P] là công suất tính toán ,công suất cần truyền và công syất cho phép. Hệ số răng đĩa dẫn : kZ = 25/ Z1 = 25/23 =1,09 Hệ số vòng quay : kn = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n01 = 200vg/ph Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích : k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc Ta có: ko – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, α=800 => ko =1,25 ka – hệ số chiều dài xích : chọn khoảng cách trục a ≈ 40.p =>ka = 1 Kđc – hệ số xét đến khả năng điều chỉnh: chọn kđc =1,25 kbt – hệ số xét đến điều kiện bôi trơn :Tra bảng 5.6/t82/q1, điều ki ện môi tr ường có bụi,chất lượng bôi trơn II chọn kbt = 1,3 kđ – hệ số tải trọng động : tải trọng va đập vừa, lấy kđ = 1,5 kc – hệ số kể đến chế độ làm việc : làm việc 2 ca ,chọn kc=1,25 Vậy k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc = 1,25 . 1 . 1,25. 1,3. 1,5 . 1,25 = 3,81 Suy ra Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn : Bước xích p = 31,75 mm Đường kính chốt Chiều dài ống B =27,46mm Công suất cho phép [P] = 19,3 => Pt < [P] thỏa mãn điều kiện bền mòn ,đồng thời theo bảng 5.8/t 83/q1 thỏa mãn điều kiện p < pmax c) Tính số mắt xích : - Tính sơ bộ khoảng cách trục : a = 40 . p = 40 . 31,75 =1270 mm Theo công thức 5.12/t 85/q1 : xc = + + (II -21) ⇒ xc = + + = 127,9 Ta chọn số mắt xích là chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích .
Chọn xc = 128 mắt. d. Tính chính xác khoảng cách trục a: Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có : ∗ a = 0,25.p Thay số ta tính được : ∗ a = 0,25.31,75 ∗ a = 1271,63 mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục vừa tính được một ∗ lượng : a = ( 0,002…0,004). a ∗ Chọn a = 0,004. a = 0,004 . 1271,63= 5,09 mm a = a* - ∆ a = 1271,63 – 5,09= 1266,54 mm vậy lấy a = 1267 mm. Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây : i = ≤ [i] ⇒ i= Tra theo bảng 5.9/t 85/q1, ta có [i] = 25  thỏa mãn. e. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo công thức 5.15/t80/q1, ta có: s = ≥ [s] Trong đó: • Q – tải trọng phá hỏng . Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN • Kđ – hệ số tải trọng động . Trương hợp tải trọng va vừa , chọn kđ = 1,2 • Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft = 1000P/v v - vận tốc trên đĩa dẫn z1: v= ⇒ v = = 2,94 m/s ⇒ Ft = = 1598,64 N • F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a 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 = 0,02.a = 0,02. 1267 = 25,34 mm kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang; q: khối lượng 1 mét xích. Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q = 3,8kg
⇒ F0 = 9,81.2. 3,8. 1 267= 94,46(N) • Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 ⇒ Fv = 3,8. (2,94)2 = 32,85 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 43,26 Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5 ⇒ s = 43,26 > [s] = 8,5 . Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. f) Tính đường kính các đĩa xích: Theo công thức 5.17/t86/q1, ta có: • Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 233,17 mm Ta lấy d1 = 234 mm Ta lấy d2 = 708 mm d2 = = = 707,68 mm • Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/23)] = 246,87 Ta lấy da1 =247 mm da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/70)] = 722,84 Ta lấy da2 =723 mm • Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = d1 - 2r Trong đó: r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 với dl = 19,05 mm , theo bảng 5. 2/t78/q1 r = 0,5025 . 19,05 + 0,05 = 9,62 mm do đó: df1 = 234 - 2. 9,62 = 214,76 mm, ta lấy df1 = 215 mm df2 = 708 - 2. 9,62 = 688,76 mm , ta lấy df2 = 689 mm ∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: σH = 0,47. ≤ [σH] Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11/t 86/q1, với vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện HB170 [σH] =600MPa