ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY DẪN ĐỘNG ĐAI

DACSTKMHK022122 Tr�n Hu�nh Đư�c (B1903405), Đ� Đăng Khoa (B1903446) BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC CẦN THƠ KHOA CÔNG NGHỆ BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ  ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘN.

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CẦN THƠ

KHOA CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ

- -

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THI ẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

em trong thời gian vừa qua để chúng em có đủ kiến thức và điều kiện để thực hiện đồ

án này Đồng thời chúng em cũng rất biết ơn các cán bộ trực ở thư viện khoa Công nghệ, trung tâm học liệu, phòng máy, đã hỗ trợ giúp đỡ chúng em trong thời gian qua

Đồng cảm ơn đến các tác giả trong các quyển sách báo, internet, anh chị đi trước

đã tìm tòi và nghiên cứu đúc kết kinh nghiệm làm tài liệu để chúng em có thể tham khảo trong quá trình thực hiện đồ án

Sau cùng, chúng tôi xin cảm ơn các bạn cùng lớp Cơ khí Ô tô, khoa Công nghệ, trường Đại học Cần Thơ đã tận tình giúp đỡ và hỗ trợ cho chúng tôi thực hiện đồ án này

Cần Thơ, ngày tháng năm 2022 Sinh viên thực hiện Sinh viên thực hiện

(Ký và ghi rõ họ tên) (Ký và ghi rõ họ tên)

Tr ần Huỳnh Được Đổ Đăng Khoa

M ỤC LỤC

LỜI CẢM ƠN i

MỤC LỤC iii

DANH MỤC HÌNH iv

DANH MỤC BẢNG v

CHƯƠNG I 6

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 6

1.1 Hộp giảm tốc 6

1.2 Chọn động cơ điện 7

1.3 Phân phối tỷ số truyền 9

CHƯƠNG II 11

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC 11

2.1 Chọn loại đai 11

2.2 Thiết kế đai thang 11

CHƯƠNG III 15

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 15

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) 15

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm) 21

CHƯƠNG IV 27

THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN, Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 27

4.1 Thiết kế trục 27

4.2 Chọn và kiểm nghiệm then 43

4.3 Chọn và tính toán ổ lăn 44

4.4 Chọn và tính toán khớp nối 53

CHƯƠNG V 56

THIẾT KẾ VỎ HỘP, CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 56

5.1 Thiết kế vỏ hộp 56

5.2 Chọn các chi tiết phụ 57

5.3 Bôi trơn hộp giảm tốc 63

5.4 Bảng dung sai lắp ghép 64

CHƯƠNG VI 67

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 67

6.1 Kết luận 67

6.2 Kiến nghị 67

TÀI LIỆU THAM KHẢO 68

DANH M ỤC HÌNH

Hình 1.1: Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp khai triển 7

Hình 4.1: Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng 28

Hình 4.2: Phác thảo hộp giảm tốc 31

Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I 31

Hình 4.4: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục II 34

Hình 4.5: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục III 37

Hình 4.6: Sơ đồ chọn ổ trục I 44

Hình 4.7: Sơ đồ chọn ổ trục II 48

Hình 4.8: Sơ đồ chọn ổ trục III 51

Hình 4.9: Khớp nối trục đĩa 54

Hình 5.1: Chốt định vị 58

Hình 5.2: Nắp ổ lăn 58

Hình 5.3: Cửa thăm 59

Hình 5.4: Nút thông hơi 60

Hình 5.5: Nút tháo dầu 60

Hình 5.6: Que thăm dầu 61

Hình 5.7: Vòng móc 62

Hình 5.8: Vòng phớt 62

Hình 5.9: Vòng chắn dầu 63

DANH M ỤC BẢNG

Bảng 1.1: Các thông số cơ bảng của động cơ điện 9

Bảng 1.2: Hệ thống các số liệu tính được 10

Bảng 4.1: Đường kính trục sơ bộ 29

Bảng 4.2: Các thông số của hộp giảm tốc 29

Bảng 4.3: Kết quả tính toán 42

Bảng 4.4: Tổng hợp các thông số tính ở các các tiết diện 44

Bảng 4.5: Tổng hợp lại các thông số của ổ lăn 53

Bảng 4.6: Thông số nối trục đĩa 54

Bảng 5.1: Thông số vỏ hộp giảm tốc đúc 56

Bảng 5.2: Kích thước chốt định vị 58

Bảng 5.3: Kích thước nắp ổ có lắp vòng phớt vào vỏ hộp 58

Bảng 5.4: Kích thước cửa thăm (mm) 59

Bảng 5.5: Kích thước nút thông hơi (mm) 59

Bảng 5.6: Kích thước nút tháo dầu (mm) 60

Bảng 5.7: Kích thước vòng móc (mm) 61

Bảng 5.8: Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt (mm) 62

Bảng 5.9: Tổng hợp dung sai lắp ghép của trục với bánh răng 64

Bảng 5.10: Tổng hợp dung sai lắp ghép của ổ lăn với trục 65

Bảng 5.11: Tổng hợp dung sai lắp ghép của ổ lăn với trục 66

Ưu điểm của hợp giảm tốc:

+ Hiệu suất cao và tuổi thọ lớn;

+ Có khả năng truyền những công suất khác nhau;

+ Làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giản

Đặc điểm:

+ Phạm vi tỉ số truyền i = 8 ÷ 30, ở hộp giảm tốc tiêu chuẩn (𝚪OCT 2188-55)

có giới hạn trên imax = 50

+ Khuyết điểm chủ yếu của loại này là bánh răng phân bố không đối xứng đối với gối tựa Vì thế tải trọng phân bố không đều trên ổ trục

Chọn bộ truyền đai thang để truyền chuyển động giữa động cơ và hộp giảm tốc

Vì kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, kích thưởng đai thang nhỏ hơn đai dẹt và có thể làm

việc ở vận tốc lớn

Chọn cặp bánh răng đầu tiên trong hộp giảm tốc là cặp bánh răng trụ răng nghiên

Vì vận tốc đầu vào của hộp giảm tốc tương đối cao (thấp hơn vận tốc động cơ do được

chuyền qua bộ truyền đai thang), vào khớp và ra khớp đều êm, có thể làm việc ở vận tốc trung bình và cao

Chọn cặp bánh răng còn lại là cặp bánh răng trụ răng thẳng Vì vận tốc của cặp bánh răng còn lại không quá cao, tính toán và chế tạo bánh răng trụ răng thẳng dễ dàng hơn các loại bánh răng khác

1.2 Ch ọn động cơ điện

1.2.1 Tính toán công suất của động cơ điện

Để chọn động cơ điện, ta cần tính công suất cần thiết

Gọi: Mđt – Moment đẳng trị trên tang;

Nđt – công suất đẳng trị trên tang;

 – hiệu suất chung;

Nct – công suất cần thiết

Moment đẳng trị trên tang:

Mđt = √M12t1 + M22t2 + M32t3

t1 + t2 + t3

= √5256002.1 + 6570008 2.6 + 5913002.1 = 634013,5 (Nmm) Trong đó:

Với Mmax = PD

2 =

4380.300

2 = 657000 (Nmm) Công suất đẳng trị trên tang:

Nđt = Mđtnt9550.1000 =

634013,5.529550.1000 = 3,45 (kW)

Hiệu suất chung:

 = 1.2 4 4 = 0,94.0,972.0,9954.1 = 0,87 Trong đó:

1 = 0,94 – hiệu suất bộ truyền đai

2 = 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

3 = 0,995 – hiệu suất của một cặp ổ lăn

4 = 1 – hiệu suất của khớp nối

Công suất cần thiết:

Nct = Nđt

 =

3,450,82 = 3,97 (kW)

1.2.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Số vòng quay trên tang:

nt = 60.1000vπD = 60.1000.0,81300π = 52 (vòngphút) Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsbdc = ntit = 52.27,69= 1439,88 ≈ 1440 (vòng/phút) Trong đó: it = iđihgt = 27,69 – tỉ số truyền toàn bộ

B ảng 1.1: Các thông số cơ bản của động cơ điện A02-42-4 Công

su ất

(kW)

V ận tốc quay (vòng/phút)

Hi ệu

su ất (%)

ibn – tỉ số truyền của bộ bánh trụ răng nghiêng cấp nhanh;

ibt – tỉ số truyền của bộ bánh trụ răng thẳng cấp chậm

nIII = nII

ibt =

1422,73 = 52 (vòng/phút)

1.3.3 Công su ất trên các trục

NI = Nct13 = 3,97.0,94.0,995 = 3,7 (kW)

NII = NI23 = 3,7.0,97.0,995 = 3,57 (kW)

NIII = NII23 = 3,57.0,97.0,995 = 3,45 (kW)

Kích thước tiết diện đai a × h (mm) 13 × 8 17 × 10,5

2.2.2 Định đường kính bánh đai nhỏ (Bảng 5-14, [1])

Kiểm nghiệm vận tốc của đai:

v = πD1n160.1000

v = π1450D1

60.1000 = 0,0759D1 (m/s)

v < vmax = (30 ÷ 35) (m/s)

2.2.4 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A

Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A

Lấy số đai Z: 5 2

2.2.7 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai (Bảng 10-3, [1])

Chiều rộng bánh đai:

K ết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn

tuy chiều rộng bánh đai và lực tác dụng lên trục lớn hơn một ít so với phương án dùng đai loại B

CHƯƠNG III

3.1 Thi ết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh)

(Phôi rèn giả thiết đường kính từ 100 – 300 mm)

3.1.3 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

3.1.3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Do tải trọng thay đổi nên tính số chu kỳ tương đương theo công thức (3-4), [1]

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1 = Ntđ2ibn = 18,51.107.3,4 = 62,93.107Theo bảng 3-9, [1], số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi N0 = 107 Do Ntd1 > 107,

Ntd2 > 107 nên hệ số chu kỳ ứng suất là k’N = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[σ]tx2 = [σ]N0txk’N = 2,6HB2.1= 2,6.170.1 = 442 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[σ]tx1 = [σ]N0txk’N = 2,6HB1.1 = 2,6.200.1 = 520 (N/mm2) Với [σ]N0tx tra bảng 3-9, [1] Lấy trị số nhỏ [σ]tx2 = 442 N/mm2 để tính sức bền

3 1.3.2 Ứng xuất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Do tải trọng thay đổi nên tính số chu kỳ tương đương theo công thức (3-8), [1]

Ntd2 = 60uΣ( Mi

Mmax )6 n2T2 = 60.1.[(0,8)6.1

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Ntđ1 = Ntđ2ibn = 17,36.107.3,4 = 59,04.107 > N0 = 5.106

σ-1 = 0,43σbk2 = 0,43.500 = 215 (N/mm2) Lấy: Hệ số an toàn cho thép rèn là n = 1,5;

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng là Kσ = 1,8

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[σ]u1 = 258

1,5.1,8.1 = 95,56 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

Lấy A = 156 mm

3.1.7 Tính vận tốc vòng răng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng bánh răng trụ tính theo công thức (3-17), [1]:

v = 2πAn160.1000(ibn+1) =

2π.156.48360.1000.(3,4+1) = 1,79 (m/s) Với vận tốc trên, theo bảng 3-11, [1], ta có thể chọn cấp chính xác 9

3.1.8 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Chiều rộng bánh răng:

b = AA = 0,3.156 = 46,8 mm Lấy chiều rộng bánh lớn b2 = 50 mm

Do bộ truyền bánh răng trụ nên lấy chiều rộng bánh nhỏ b1 = 55 mm lớn hơn bánh răng lớn 5 mm

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

d1 = 2A

i + 1 =

2.1563,4 + 1 = 71 mm

Lấy môđun mn = 2 mm (Theo tiêu chuẩn bảng 3-1, [1])

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100, cosβ = 0,985

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

Z1 = 2Acosβ

mn(ibn + 1) =

2.156.0,9852.(3,4 + 1) = 34,9 (răng)

Lấy Z1 = 35 (răng)

Số bánh răng bánh bị dẫn (bánh lớn):

Z2 = ibnZ1 = 3,4.35 = 119 (răng) Tính chính xác góc nghiêng β theo công thức (3-28), [1]:

cosβ = (Z1 + Z2)mn

(35 + 119).22.156 = 0,987 => β = 9018’

Chiều rộng bánh răng đã thoả mãn điều kiện:

b = 50 > 2,5.mn

sinβ =

2,5.2sin9018' = 30,94 (mm)

3.1.10 Ki ểm nghiệm lại sức bền uốn của răng

Số răng tương đương tính theo công thức (3-37), [1] và trang 108, [2]:

Bánh nhỏ: Ztđ1 = Z1

cos3β =

35cos39018' = 36,41 (răng) Lấy Ztđ1 = 36 răng

Bánh lớn: Ztđ2 = Z2

cos3β =

119cos39018' = 123,7 (răng) Lấy Ztđ2 = 124 răng

Theo bảng 3-18, [1] và số răng tương đương, ta tìm được hệ số dạng răng: Bánh nhỏ: y1 = 0,464

= 39,64 (N/mm2) < [σ]u1 = 95,56 (N/mm2) Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn theo công thức (3-34), [1]:

σu2 = σu1

y1

y2 = 39,64.

0,4640,517 = 35,57 (N/mm2) < [σ]u2 = 79,63 (N/mm2)

3.1.11 Ki ểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (3-43), [1]:

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo các công thức (3-14) và (3-41), [1]:

σtxqt = σtx√kqt = 1,05.106

Aibn √(ibn + 1)3KN

θ'bn2 =

1,05.106156.3,4 √(3,4 + 1)1,25.50.1423.1,2.3,7 = 405,67 (N/mm2)

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

và bánh nhỏ

Kiểm nghiệm sức bền uốn:

Ứng suất uốn sinh ra khi quá tải được kiểm nghiệm theo công thức (3-34) và (3-42), [1]

dc2 = d2 = mnZ2

cosβ =

2.119cos9018' = 241,17 (mm) Khoảng cách trục: A = 156 mm

Chiều rộng bánh răng: b1 = 55 mm; b2 = 50 mm

Đường kính vòng đỉnh:

De1 = dc1 + 2m = 70,93 + 2.2 = 74,93 (mm)

De2 = dc2 + 2m = 241,17 + 2.2 = 245,17 (mm) Đường kính vòng chân:

Di1 = dc1 – 2m – 2c = dc1 – 2m – 2.0,25m = dc1 – 2,5m = 70,93 – 2,5.2 = 65,93 (mm)

Di2 = dc2 – 2m – 2c = dc2 – 2m – 2.0,25m = dc2–2,5m = 241,17–2,5.2 = 236,17 (mm)

Lực hướng tâm:

Pr = P1tanαcosβ =

2062,8tan200cos9018' = 760,8 (N) Lực dọc trục:

(Phôi rèn giả thiết đường kính từ 300 – 500 mm)

3 2.3 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

3.2.3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Do tải trọng thay đổi nên tính số chu kỳ tương đương theo công thức (3-4), [1]

Ntd2 = 60uΣ( Mi

Mmax)3n2T2 = 60.1.[(0,8)3.1

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1 = Ntđ2ibt = 6,78.107.2,73 = 18,5.107Theo bảng 3-9, [1], số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi N0 = 107

Do Ntd1 > 107, Ntd2 > 107 nên hệ số chu kỳ ứng suất là k’N = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[σ]tx2 = [σ]N0txk’N = 2,6HB2= 2,6.170 = 442 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[σ]tx1 = [σ]N0txk’N = 2,6HB1 = 2,6.200 = 520 (N/mm2) Với [σ]N0tx trang bảng 3-9, [1] Lấy trị số nhỏ [σ]tx2 = 442 N/mm2 để tính

3 2.3.2 Ứng xuất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Do tải trọng thay đổi nên tính số chu kỳ tương đương theo công thức (3-8), [1]

Ntđ2 =60uΣ( Mi

Mmax )6n2T2 =60.1.[(0,8)6.1

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Ntđ1 = Ntđ2ibt = 6,4.107.2,73 = 17,5.107 > N0 = 5.106

=> k’’N = 1

Bộ truyền làm việc 2 chiều nên tính ứng suất uốn cho phép theo công thức (3-6), [1]

[σ]u = σ-1n.Kσ k’N

Trong đó:

Giới hạn mỏi uốn của thép 45:

σ-1 = 0,42σbk1 = 0,42.580 = 243,6 (N/mm2) Giới hạn mỏi uốn của thép 35:

σ-1 = 0,42σbk2 = 0,42.480 = 201,6 (N/mm2) Lấy: Hệ số an toàn cho thép rèn là n = 1,5;

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng là Kσ = 1,8

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[σ]u1 = 243,6

1,5.1,8.1 = 90,22 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

3.2.7 Tính vận tốc vòng răng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng bánh răng trụ tính theo công thức (3-17), [1]:

v = 2πAn160.1000(ibt + 1) =

2π.206.14260.1000(2,73 + 1) = 0,82 (m/s) Với vận tốc trên, theo bảng 3-11, [1], ta có thể chọn cấp chính xác 9

3 2.8 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Chiều rộng bánh răng:

b = AA = 0,4.206 = 82,4 mm

Lấy chiều rộng bánh răng lớn b4 = 80 mm

Do bộ truyền bánh răng trụ nên chiều rộng bánh răng nhỏ b3 = 85 mm lớn hơn bánh lớn 5 mm

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

d1 = 2A

i + 1 =

2.2062,73 + 1 = 111 mm

d = b

d1 =

80

111 = 0,72

Với d = 0,72 theo bảng 3-12, [1] tìm được Ktt bảng = 1,19 Tính hệ số tập trung

tải trọng thực tế theo công thức 3-20, [1]:

Ktt = Ktt bảng + 1

1,19 + 1

2 = 1,1 Theo bảng 3-14, [1] tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,2 (giả sử b > 2,5mn

sinβ )

Hệ số tải trọng: K = KttKđ = 1,1.1,2 = 1,32

Ít khác với trị số dự đoán (K = 1,3) khoảng 1,5% cho nên không cần tính lại khoảng cách trục A

3 2.9 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng

Chọn môđun m = (0,01 ÷ 0,02).A = 2,06 ÷ 4,12 (mm) Lấy môđun m = 3 mm (Theo tiêu chuẩn bảng 3-1, [1])

Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ):

Z1 = 2Am(ibt + 1) =

2.2063.(2,73 + 1) = 36,8 (răng)

Số bánh răng bánh bị dẫn (bánh lớn):

Z2 = ibtZ1 = 2,73.52,28 = 100,46 (răng) Lấy: Z1 = 37 răng; Z2 = 100 răng

3 2.10 Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng

Số răng tương đương:

= 49,98 (N/mm2) < [σ]u1 = 90,22 (N/mm2) Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn theo công thức (3-40), [1]:

σu2 = σu1

y1

y2 = 49,98.

0,4760,517 = 46,02 (N/mm2) < [σ]u2 = 74,67 (N/mm2)

3.2.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (3-43), [1]:

= 452,68 (N/mm2)

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

Chiều rộng bánh răng: b3 = 85 mm; b4 = 80 mm

Đường kính vòng đỉnh:

De1 = dc1 + 2m = 111 + 2.3 = 117 (mm)

De2 = dc2 + 2m = 303 + 2.3 = 309 (mm) Đường kính vòng chân:

Di1 = dc1 – 2m – 2c = dc1 – 2m – 2.0,25m = dc1 – 2,5m = 111 – 2,5.3 = 103 (mm)

Di2 = dc2 – 2m – 2.c = dc2 – 2m – 2.0,25m = dc2 – 2,5m = 303 – 2,5.3 = 295 (mm)

Pr = Ptanα = 4326,04tan200 = 1574,55 (N)

Đối với trục II:

N2 = 3,57 kW

n2 = 142 vòng/phút

d2 ≥ 120 √3 3,57142 = 35 (mm) Chọn d2 = 35 mm

Đối với trục III:

N3 = 3,45 kW

n3 = 52 vòng/phút

d3≥ 120√3 3,4552 = 49 (mm) Chọn d3 = 50 mm

Hình 4.1 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số d1, d2, d3 ở trên ta có thể lấy trị số d2 = 35 mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P, [1] ta có được chiều rộng của ổ B = 21 mm để tính sơ bộ

B ảng 4.1: Các thông số sơ bộ của trục

Dựa vào hình (7-3) và bảng (7-1), [1], ta chọn các kích thước sau:

B ảng 4.2: Các thông số sơ bộ của hộp giảm tốc

1 Khoảng cách từ mặt bánh răng đến

2 Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 12 Bảng 7-1, [1]

3 Khe hở giữa bánh răng và thành

trong của hợp

∆ > 1,2δ = 1,2.12

5 Đường kính ngoài của ổ lăn

7 Khoảng cách giữa gối đỡ trục và

điểm đặt lực của bánh đai tác động lên

trục

l1 = 92,5 mm Xác định trên

hình vẽ

Tên g ọi Kí hi ệu Tra tài li ệu

8 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành

trong của hộp (lấy lớn vì cần phải làm

bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong các bộ

phận ổ, không thể dùng dầu bắn tóe để

bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền

thấp v > 3 m/s)

l2 = 15 mm Bảng 7-1, [1]

9 Chiều cao của nắp và đầu bulong l3 = 20 mm Bảng 7-1, [1]

10 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh

của chi tiết quay trong hộp l4 = 20 mm Bảng 7-1, [1]

11 Chiều dài phần moay ơ lắp với trục

Hình 4.2 Phác th ảo hộp giảm tốc 4.1.3.1 Tính toán tr ục I

4.1.3.1.2 Tính đường kính trục ở những tiết diện nguy hiểm

Đường kính trục nguy hiểm được tính theo công thức (7-3), [1]:

d ≥ √3 0,1[σ]Mtđ (mm) Trong đó:

Mtđ = √Mu 2+ 0,75Mx2 – Moment tương đương (Nmm) (Công thức (7-4), [1]);

Mu, Mx – Moment uốn và xoắn ở tiết diện tính toán (Nmm);

[] – ứng suất cho phép (N/mm2) (Bảng (7-2), [1]), [] = 50 N/mm2

Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện:

Tại tiết diện (1-2):

Mu(1 – 2) = √Mux2 + Muy2 = √0 + 1319052 = 131905 (Nmm)

Mux = 0

Muy = Pđh = 1423.92,5 = 131905 (Nmm)

Tại tiết diện (1-3):

Đường kính tại tiết diện (1-1):

Mtđ = √Mu2 + 0,75Mx2 = √0 + 0,75.731572 = 63355,82 (Nmm)

d1-1≥ √3 0,1[σ]Mtđ = √3 63355,820,1.50 = 23,3 (mm) Lấy đường kính tiết diện (1-1) d1-1 = 25 mm

Đường kính trục tại tiết diện (1-2):

Mtđ = √Mu2 + 0,75Mx2 = √1319052 + 0,75.731572 = 146331,44 (Nmm)

d1-2≥ √3 0,1[σ]Mtđ = √3 146331,440,1.50 = 30,81 (mm) Lấy đường kính ở tiết diện (1-2) d1-2 = 35 mm

Đường kính trục tại tiết diện (1-3):

Mtđ = √Mu2 + 0,75Mx2 = √128717,682 + 0,75.731572 = 143465 (Nmm)

d1-3 ≥ √3 0,1[σ]Mtđ = √3 1434650,1.50 = 30,61 (mm) Lấy đường kính ở tiết diện (1-3) d1-3 = 38 mm

Đường kính tại tiết diện (1-4):

Mtđ = √Mu2 + 0,75Mx2 = √0 + 0,75.731572 = 63355,82 (Nmm)

Mu2-3 = √Muy2 + Mux2 = √53501,11 2+ 190058,132 = 197444,83 (Nmm) Tính đường kính trục ở hai tiết diện 2-2 và 2-3 theo công thức (7-3), [1]:

d ≥ √3 0,1[σ]Mtd (mm) Trong đó:

Mtđ = √Mu 2+ 0,75Mx2 – Moment tương đương (Nmm) (Công thức (7-4), [1]);

Mu, Mx – Moment uốn và xoắn ở tiết diện tính toán (Nmm);

F/y = RFy – Pr4 + REy = 0

=> RFy = Pr4 – REy = 1574,55 – 545,26 = 1029,29 (N)

F/x = RFx – P4 + REx = 0

=> RFx = P4 – REx = 4326,04 – 1498,1 = 2827,94 (N)

4 1.3.3.2 Tính đường kính trục ở những tiết diện nguy hiểm

Tính moment uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất (3-3);

Mu = √Muy2 + Mux2 = √78452,482 + 215545,592 = 257773,99 (Nmm)

Muy = RFyh = 1029,29.76,22 = 78452,48 (Nmm)

Mux = RFxh = 2827,94.76,22 = 215545,59 (Nmm) Tính đường kính tại tiết diện (3-1):

Mtđ = √Mu2 + Mx2 = √0 + 6336052 = 633605 (Nmm)

Mu = 0;

Mx = 633605 Nmm [σ] = 48 N/mm2

d ≥ √3 0,1[σ]Mtd = √3 6336050,1.48 = 50,92 (mm)

Lấy đường kính ở tiết diện (3-1) d3-1 = 52 mm

Tính đường kính tại tiết diện (3-2):

Mtđ = √Mu2 + Mx2 = √0 + 6336052

= 633605 (Nmm)

Mu = 0;

Mx = 633605 Nmm [σ] = 48 N/mm2

d ≥ √3 0,1[σ]Mtd = √3 6336050,1.48 = 50,92 (mm) Lấy đường kính ở tiết diện (3-2) d3-2 = 55 mm

Tính đường kính tại tiết diện (3-3):

Mtđ = √Mu2 + Mx2 = √78452.482 + 6336052 = 638443,49 (Nmm)

Mu = 78452,48 Nmm

Mx = 633605 Nmm [σ] = 48 N/mm2

n - hệ số an toàn chỉ tính riêng cho ứng suất tiếp, công thức (7-7), [1]:

n = τ-1

kτ εσβτa + τσmTrong các công thức trên:

-1 và -1– giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, lấy gần đúng:

-1 ≈(0,4 ÷ 0,5)b

-1≈(0,2 ÷ 0,3)b

a và a – biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục;

m và m – trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu kì ứng suất

Nếu ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

a = max = Mu

W

m = 0