ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Lời nói đầu Môn học chi tiết máy là môn học rất quan trọng và cần thiết đối với các sinh viên ngành cơ khí.Đồ án Chi Tiết Máy là một học phần không thể thiếu được vì nó cung cấp các ki

Lời nói đầu

Môn học chi tiết máy là môn học rất quan trọng và cần thiết đối với các sinh viên ngành cơ khí.Đồ án Chi Tiết Máy là một học phần không thể thiếu được vì nó cung cấp các kiến thức cơ sở về kết cấu máy và cũng như cơ sở thực tế sau khi sinh viên đã học qua lý thuyết Đồ án môn học này là đồ án tổng hợp tất cả các kiến thức của các môn học khác như: cơ học, sức bền vật liệu , nguyên lý máy, Chi tiết máy, Máy cắt kim loại, dung sai KTĐ và nhiều môn học khác nữa Do vậy sau khi sinh viên làm qua đồ án chi tiết máy càng hiểu rõ các môn học có liên quan và mối quan hệ chặt chẽ với nhau Máy móc hầu hết dẫn động bằng cơ khí mà môn học này có tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí và nó là cơ sở để thiết kế các môn học khác, Việc làm

đồ án này giúp cho sinh viên có tính cẩn thận và tỉ mỉ đó là các yếu tố rất cần cho người làm cơ khí

Trong quá trình hoàn thành do kinh nghiệm và kiến thức thực tế còn hạn chế nên không tránh khỏi sai sót Em kính mong sự chỉ bảo của các thầy cô để

em hoàn thành được tốt hơn.

Để hoàn thành được đồ án này em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo “Trần Thế Văn” chỉ dẫn giúp em hoàn thành tốt đồ án môn học này.

H.Y Ngày tháng năm

Sinh viên thực hiện:

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 các bộ bộ truyền………

I Tính toán bộ truyền đai thang………

II Tính toán bộ truyền xích……….

- Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng………

- Phần IV : Thiết kế trục- chọn then……… Phần V : chọn then ………

- Phần VI : Chọn ổ lăn … ………

-phần VII :Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ………

-Tài liệu tham khảo: ………

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ

1.Tính công suất cần thiết

Theo công thức 2.11[I]

Công suất làm việc:

η khớp =0,99 ; η đ =0,95 - hiệu suất của bộ truyền đai để hở.

η br =0,96 - hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

η ol = 0,995 - hiệu suất bộ truyền ổ lăn.

η x = 0,96 - hiệu suất bộ truyền xích.

Vậy: η

=0,96 0,95 0,9953 0,99.0,96 = 0,854Thay vào công thức (3) ta được:

P ct =

2,814 0,854 = 3,295 (kw)

2.Xác định số vòng quay của động cơ

Có: uđ = 3,15 - Tỷ số truyền đai sơ bộ

ubr = 3,5 - Tỷ số truyền bánh răng trụ sơ bộ

Tra bảng P1.3[I] Ta chọn được động cơ có tên: 4A100S2Y3

Bảng thông số kỹ thuật của động cơ:

Kiểu động cơ Công

suất(kw)

Vận tốcquay(vg/ph) Cos

)

Khối lượn g (Kg)

III.TÍNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC.

1 Tính công suất trên các trục.

- Công suất trên trục công tác:

2.Tính số vòng quay trên các trục đông cơ.

- Số vòng quay trên trục động cơ: n đc= 2880 (vg/ph)

PHẦN II: TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI

I.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:

- Với các thông số trên và theo đồ thị hình 4.1 trang 59 sách “ Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí tập 1”, ta chọn loại đai hình thang thường và có ký hiệu là ALoại đai thang này được sử dụng phổ biến nhất trên thị trường hiện nay

- Theo bảng 4.13 trang 59 [ 1] ta có các thông số của đai hình thang và các thông

số cơ bản của đai A là:

Ký

hiệu

Kích thước tiết diện,

A, mm2

Đường kínhbánh đai nhỏ

asb =700 (mm) Thỏa mãn điều kiện.

c, Tính chiều dài đai.

Theo công thức 4.4(trang54)

l = 2 asb + π (d1+d2)/2 +(d2-d1)2/(4 asb)

= 2.700 + π (140+ 450)/2 + (450 - 140)2/ (4.700)

l = 2360,62(mm)

Theo bảng 4.13[I] ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l =2240( mm)

Kiểm nghiệm lại số vòng chạy của đai trong 1s:

i = v/l = 21,1/ 2,240 = 9,42(m/s) < 10 (m/s) (TM)

d, Tính khoảng cách trục.

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn: l = 2240 (mm)

Theo công thức 4.6[I](T54): aw = a=(λ+√λ2−8 Δ2)/4

Với: λ=l−π (d1 +d2)/ 2 =2240 - 3,14.(140+450)/2 = 1313,7( mm)

và: Δ=(d2 −d1)/ 2 = (450-140)/ 2 = 155 mm

a w=(λ+√λ2−8 Δ2)/ 4=(1313 , 7+√1313 , 72−8.1552)/4=638 ,02 (mm)

e, Góc ôm trên bánh đai dẫn.

CT 4.7(trang 54) tài liệu [I]

Theo công thức 4.16[I](trang 60) : z=P đc K d/([P0] C α C1 C u .C z)

Theo đề ra: đăc tính làm việc êm

Số ca làm việc là 2 Theo bảng 4.7[I] ta có: Kđ = 1,1 với động cơ dẫn động loại I

Theo bảng 4.15[I] với 1 = 152.3 khi đó trị số C α = 0,92

Với: l / lo = 2240/1700 = 1,32 Tra bảng 4.16[I] ⇒ Cl = 1,07 là hệ số ảnhhưởng đến chiều dài đai

Theo bảng 4.17[I] trị số ảnh hưởng đến tỉ sô truyền: u = 3,15 nên Cu = 1,14

Theo bảng 4.19[I], với d1 = 140mm, v = 21,1m/s nên [Po] ¿ 3,44 (KW)

⇒ Pđc / [P0] = 3,296/ 3,44 = 0,96 do đó: Cz = 1

Do đó: z = 3,296.1,1/(3,44.0,92.1,07.1,14.1) = 0,94

Vậy lấy số dây đai: z = 1

4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Theo công thức 4.19[I]: F0=780 P1.K d/(v C α z)+F v

Trong đó lực căng do lực li tâm tạo ra: F = q v2

Bảng thông số bộ truyền đai:

II.TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH

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

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền :

Trong đó: Pt là công suất tính toán;kW

PП = 2,946 kW là công suất cần truyền;

Theo bảng 5 5 [I], với nП= 261,225 v/p => chọn n01 = 200 v/p,

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 [I],trang 82 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 15o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a ≥ (30…50)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;

23.261 ,225

15.124 = 3,23Theo bảng 5.9 [I], ta có: [i] = 30

 i = 3,23 < [i] = 30

Vì vậy 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

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 = 0,01.a = 0,01 896,2 = 8,962 (mm);

kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc < 40oso với phương nằm ngang;

e Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: CT 5.18[I]

H = 0,47 √k r(F t K đ+F vđ) E

A k d  [H]

A = 180 mm2 Diện tích chiếu của bản lề; theo bảng 5 12 [I],

kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy);

[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11 [1];

Thay các số liệu trên vào CT 5.18[I], ta tính được:

- Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

là HB = 429 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích

kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 40o;

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1160 (N);

 Fr = 1,15 1160= 1334 (N)

Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

PHẦN 3:Thiết kế bộ truyền bánh răng côn

3 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P dm dc = 3,296 Kw), ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn

HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên

có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

II 3 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:

[H] =

σ0Hlim

S H ZR .Zv KxH KHL (6.1)[1]T92 [F] =

σ0Flim

S F YR Ys KxF KFC KFL (6.2)[1]T92Trong đó:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

Z v - 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

(6.1) và (6.2) trở thành:

[H] =

σ0Hlim K HL

S H (6.1a) [F] =

σ0Flim K FC K FL

S F (6.2a)Trong đó:

 H

0lim

= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;  F

0lim

= 1,8HB ; SF = 1,75 ; 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:

 H

0 lim1

= 2HB1 + 70 = 2.240+ 70 = 550Mpa;

 H

0 lim2

= 2HB2 + 70 = 2.175 + 70 = 420 Mpa;

 F

0 lim1

= 1,8 HB1 = 1,8 240 = 432 MPa ;  F

0 lim2

= 1,8 HB = 1,8 175 = 315MPa ;

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:

mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;

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 ∑ (T i/Tmax)3n i t i (6.7)[1]

NFE = 60.c ∑ (T i/Tmax)m F n i t i (6.8)[1]

Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

c = 1; nI = 914,286 vòng/phút ;

với bánh răng lớn (bánh răng 2):

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2

[H]2 =

420.11,1 = 381,82Mpa;

 [H1]max = 2,8 450= 1260 Mpa;

[H2]max = 2,8 340 = 952Mpa;

[F1]max = 0,8 450 = 360 Mpa;

[F2]max = 0,8 340 = 272 Mpa.

II 3 3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Công thức thiết kế có dạng:

Re = KR √u2+1 .

3

√ T1K Hβ

(1−Kbe)K be .u [ σ H]2 (6.52a) T112Trong đó:

KR = 0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 Mpa1/3  KR = 0,5 100 = 50 Mpa1/3

T1 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T1 = 32377,325 Nmm; [H] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] =381,82 Mpa;

KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh côn, và với Kbe- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe =b/Re = 0,25…0,3

Do ubrc = 3,5> 3, ta chọn Kbe = 0,25

Theo bảng 6 21- tr 113 -

K be .u 2−K be =

0,25.3,5 2−0,25= 0,5Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn KH = 1,13  Re = 50.√(3,52+1) 3

√ ¿ ¿ ¿ = 72,58mmTheo bảng 6 22 - tr 114 - [1] tập 1, ta có z1p = 17với HB ≤ 350; ta tính z1 theo công thức: z1 = 1,6z1p = 1,6 17= 27,2 (răng) Theo đó, ta chọn z1 = 27 (răng)

 Đường kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng được xác định theo công thức sau:

dm1 = (1 - 0,5.Kbe)de1 (6.54)T114

mtm =

d m1

z1 (6.55)T114  dm1 = (1 - 0,5 O,25) 72,58 = 63,51 mm

mtm = 63,5127 =2,35 mm

 Xác định mô đun của bánh răng:

Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức:

mte =

m tm

1−0,5.K be (6.56)  mte =1−0,5.0,252,35 =2,69 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

H = ZM ZH Z √2 T1 K H.√u2+1

0 , 85 b d m 12 .u ≤ [H] (6.58)

Trong đó:

ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6 5 - tr 96 - [1] tập 1, ta tìm được ZM = 274 Mpa1/3;

ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6 12 – tr106 - [1] tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: xt = x1 + x2 = 0  ZH = 1,76;

Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng, do  = 0  hệ số trùng khớp dọc:  = 0, theo đó:

Z = √4−ε α

3 (6.36a)T105 Trong đó:  - Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:

 = [1 , 88−3,2(z11+

1

z2) ].

cos (6.38b)T105  = ¿+941 ¿ ¿cos0 = 1,73

Thay số vào công thức (2 -32), ta tính được:

KHv = 1 +

v H .b.d m1 2.T1 K Hβ .K Hα (6.63)

Với: vH = H g0 v √d m 1 (u+1)

u (6.64)Trong đó:

H - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng;

dm1 - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 70,2mm;

v-vận tôc vòng

v =π d m 1 n1.

60000 (6.62)  v = 3,14.70,2.914,28660000 = 3,4 m/s

[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 381,82Mpa;

Ta thay các giá trị vừa tính toán được vào công thức (6.58):

H = 274.1,76.0,87√2.32377,325 1,6√3,5 2

+ 1 0,85.36,675 70,2 2 3,5 =351,37 MPa

Vậy : H < [H]  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc.

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn:

F1 =

2.T1 K F .Y ε .Y β .Y F1 0,85.b.m nm .d m1  [F1] (6.65)[1]

F2 =

σ F 1 .Y F 2

Y F 1  [F2] (6.66)[1]

Trong đó:

T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 32377.325 Nmm;

mnm- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm = 2,6 mm;

b -Chiều rộng vành răng, b = 36,675 mm;

dm1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dm1 = 70,2 mm;

Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

với bánh răng côn răng thẳng,  = 0, Y =1;

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau:

Theo bảng 6 18 - tr 109 - [1] tập 1 và chọn bánh răng không dịch chỉnh, ta có:

Với: vF = F g0 v √d m 1(u+1)

u (6.68a)Trong đó:

F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 - tr 107

- [1] tập 1, ta chọn F = 0,016;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 - tr

107 - [1] tập 1, với câp chính xác 8, do mô đun < 3,55 mm, ta chọn g0 = 56;

v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 3,4 m/s

dm1 - Đường kính của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 70,2 mm

u - tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn, u = 3,5

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (trong quá trình mở máy và hãm máy…) với

hệ số quá tải: Kqt =

Tmax

T = 1,4Trong đó: T - Mô men xoắn danh nghĩa;

Tmax - Mô men xoắn quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Hmax = H √K qt  [

H] max (6,48)Với H xác định theo công thức (6.58) và Hmaxx xác định theo công thức (6.48).Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị chophép:

Thay các giá trị trên vào công thức (6.48) và (6.49), ta tính được:

Hmax = 351,37 √ 1,4 = 415,75 Mpa;

F1max = 60,2 1,4 = 84,28 Mpa;

F2max = 57,03 1,4 = 79,84 Mpa;

 Hmax = 415,75 Mpa < [H1]max = 1260Mpa;

Hmax = 415,75 Mpa < [H2]max = 1260 Mpa;

F1max = 84,28 Mpa < [F1]max =360 Mpa;

F2max = 79,84 Mpa < [F2]max = 272 Mpa;

Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

Theo công thức trong bảng 6 19 - tr 111- [1] tập 1, ta tính được:

- Đường kính chia ngoài:

- Chiều cao răng ngoài:

he = 2hte mte + c với: hte = cosm = cos0 = 1, c = 0,2 mte

- Chiều cao đầu răng ngoài:

hae1 = (hte + xn1.cosm) mte ; hae2 = 2hte mte - hae1

dae1 = de1 + 2hae1 cos1 = 81+ 2 4,05 cos16 0 1'= 88,79 mm

dae2 = de2 + 2hae2 cos2 = 282+ 2 1,95 cos73 0 59'= 283,08 mm

Hình 3.4 Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn

+ Lực vòng Ft :

Ft1 = Ft2 =

2.T I

d m1 (5 -5) Trong đó dm1 - đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ z1, dm1 = 70,2 (mm);

Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn

Đường kính trung bình của bánh răng

Trong đó: T i – Momen xoắn trên trục thứ i, Nmm;

[τ i] - Ứng suất xoắn cho phép với trục thứ i(15…50Mpa)

Đường kính sơ bộ trục I là: lấy [τ I] = 15 MPa

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

+ Chiều dài moay ơ bánh đai lớn :

lm12 = (1,2…1,5) d1 =(1,2…1,5) 25 = (30…37,5) mm (10.10 t189)

lấy lm12 = 35 mm+ Chiều dài moay ơ đĩa xích chủ động:

lm22 = (1,2…1,5) d2 =(1,2…1,5) 30= (36…45) mm

lấy lm22 = 40 mm+ Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức:

lmik = (1,2…1,4)dik

Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn;

-Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ:

lm13 = (1,2…1,4) d1 = (1,2…1,4) 25= (30 35) mm;

lấy lm13 = 32 mm-Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn:

lm23 = (1,2…1,4) d1 = (1,2…1,4) 30 = (36 42) mm;

lấy lm23 = 40 mm

-Các khoảng cách khác được chọn [1, bảng 10.3, trang 189] có:

+ k1:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

+ h n: Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:

hn = (15…20) mm; lấy hn =20 mm

b Xác định chiều dài của các đoạn trục:

Tra [1, bảng 10.4, trang 191] và xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh

răng côn H.10.10,ta có các kết quả như sau:

Fa1 = Fr2 =92,64 N

a.1.Tính phản lực và đường kính các đoạn trục

Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trụcy:

Các lực đều có giá trị dương nên chiều các véc tơ lực có chiều đúng như hình vẽ.

a.2 Tính đường kính của các đoạn trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 25 mm, vật liệu chế tạo trục làthép 45, thường hóa có b ≥ 600 Mpa ; theo [1, bảng 10.5, trang 195], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d =

3

] [

1 ,

+Xét tiết diện tại C: vị trí có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền

Mô men uốn: M x C

Mô men xoắn :T1 =32377,325 Nmm

Mô men tương đương trên mặt cắt C:

=> M td c=√0,75.32377 ,3252=28039 ,6 Nmm

Kích thước của trục tại mặt cắt C: