Đồ án nguyên lý chi tiết máy, Đề 3 Phương án 1

- Vẽ tay bản vẽ lắp A 0 Lê Nguyễn Công Danh - Tính toán thiết kế bộ truyền kín: Bánh răng cấp nhanh.. CHƯƠNG I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNGXÍCH TẢI Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục

4 Nối trục đàn hồi

5 Bộ công tác của xích tải

Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên xích tải: F = 7500NVận tốc xích tải: v = 1,3 m/s

Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 9Bước xích tải: p = 110 mmThời gian phục vụ: L = 8 nămQuay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)Chế độ tải: T1 = T ; T2 = 0,5T ; T3 = 0,3T

t1= 60s ; t2 = 12s ; t3 = 12s

LỜI NÓI ĐẦU

Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phương pháp tính toán và

thiết kế các chi tiết, các thiết bị máy móc phục vụ hầu hết các lĩnh vực nhưcông-nông nghiệp, giao thông vận tải,…

Đồ án môn học Chi tiết máy là sự hợp chặt chẽ giữa lý thuyết với thực

nghiệm Các chi tiết máy được xây dựng và tính toán dựa trên cơ sở của cácmôn khoa học khác như: toán học, vật lí, cơ học lý thuyết, sức bền vật liệu,…được xác minh và hoàn thành qua các thí nghiệm và qua thực tiễn sản xuất.Thông qua Đồ án môn học chi tiết máy, sinh viên có thể hiểu được các kiếnthức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kếcác chi tiết có công dụng chung, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máysau này

Nội dung của bản thuyết minh Đồ án môn học Chi tiết máy này đề cập đếnnhững vấn đề cơ bản về trình tự tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Cụ thể là THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Xích tải là một

trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khínói riêng và công nghiệp nói chung Trong môi trường công nghiệp hiện đạingày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đápứng độ bền là hết sức quan trọng

Đồ án được thực hiện trong 15 tuần, gồm 3 thành viên: Nguyễn Hà PhúcBảo; Lê Nguyễn Công Danh; Nguyễn Hữu Sinh với nhiệm vụ được phân đềucho cả nhóm Để hoàn thành đồ án này, nhóm đã thực hiện nhiều buổi hợpnhóm, trao đổi, bên cạnh đó phải kể đến những ý kiến đóng góp quý báu củacác bạn trong lớp, đặc biệt là sự hướng dẫn giúp đỡ của thầy Nguyễn Danh Sơn.Qua đây, nhóm xin gửi lời cảm ơn sâu sắc đến thầy Nguyễn Danh Sơn, các bạntrong lớp, đã tận tình giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này

Do thời gian có hạn nên Đồ án không tránh khỏi những thiếu sót Kínhmong thầy và các bạn thông cảm và đóng góp thêm ý kiến để đồ án môn họccủa nhóm được hoàn thiện tốt hơn Chân thành cảm ơn!

BẢNG PHÂN CÔNG NHIỆM VỤ NHÓM 9

Nguyễn Hà Phúc Bảo - Tìm hiểu hệ thống dẫn động xích tải.

- Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

- Tính toán thiết kế bộ truyền hở: Đai thang.

- Tính toán thiết kế trục I, chọn dung sai, tính then và ổ lăn cho trục I

- Vẽ tay bản vẽ lắp A 0

Lê Nguyễn Công Danh - Tính toán thiết kế bộ truyền kín: Bánh

răng cấp nhanh.

- Kiểm nghiệm răng về độ bền.

- Tính toán thiết kế trục III, chọn dung sai, tính then và ổ lăn cho trục III.

- Cấu tạo hộp giảm tốc, bôi trơn HGT.

- Vẽ tay bản vẽ chi tiết bánh răng

Nguyễn Hữu Sinh - Tính toán thiết kế bộ truyền kín: Bánh

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Tp Hồ Chí Minh, ngày …… tháng …… năm 2016

Giáo viên hướng dẫn

CHƯƠNG I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG

XÍCH TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trongcuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt,khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được

ưa chuộng trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứngdụng xích tải trong sản xuất:

5 Bộ công tác của xích tải

I.1 Động cơ điện:

Động cơ điện (1) là thiết bị cung cấp momen cho hệ thống dẫn động hoạtđộng, chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị công nghệ là giaiđoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Muốn chọn đúng động cơcần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý đếncác yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị được dẫn động

Phân loại động cơ điện:

a Động cơ điện một chiều:

- Ưu điểm: Dễ dàng thay đổi trị số momen và vận tốc góc trong phạm virộng Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dung rộngrãi trong các thiết bị vận chuyển

- Nhược điểm: Giá thành đắt, khó tìm kiếm trên thị trường, phải tăng thêmvốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

b Động cơ điện xoay chiều:

Bao gồm hai loại: Một pha và ba pha

- Động cơ 1 pha có công suất tương đối nhỏ thuận tiện cho các dụng cụ giađình

- Động cơ bap ha đồng bộ:

+ Ưu điểm: Hiệu suất và cos cao, hệ số quá tải lớn.

+ Nhược điểm: Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao

- Động cơ ba pha không đồng bộ:

+ Động cơ không đồng bộ roto dây quấn: Cho phép thay đổi vận tốctrong phạm vi nhỏ, nhưng hệ số công suất thấp, giá thành cao, kích thước vàvận hành phức tạp

+ Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch: Kết cấu đơn giản,giá thành tương đối rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vàolưới điện bap ha không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm là: Hiệu suất và hệ

số công suất thấp, không điều chỉnh được vận tốc

Chọn loại động cơ: Nhờ có ưu điểm cơ bản, dễ dàng tìm kiếm trên thị trường,

động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch được sử dụng rất phổbiến trong các ngành công nghiệp, nên ta chọn loại động cơ này

I.2 Bộ truyền đai:

+ Giúp cơ cấu không có dao động lớn sinh ra khi thay đổi tải trọng

+ Đề phòng sự quá tải của động cơ nhờ sự trượt trơn của đai

+ Kết cấu và vận hành đơn giản, giá thành rẻ

ma sát giữa đai và bánh đai lớn, cho phép làm việc với tải trọng lớn nên ta chọnđai thang để sử dụng

+ Hiệu suất làm việc cao.

+ Độ tin cậy và tuổi thọ cao

+ Thuận tiện và đơn giản khi sử dụng

Phân loại:

- Theo truyền động: Hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng côn, trục vít,bánh răng hành tinh…

- Theo số cấp: Một cấp, hai cấp, ba cấp,…

- Theo vị trí tương đối của các trục trong không gian: Đặt ngang, đặt đứng

- Một số loại hộp giảm tốc thông dụng:

+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, ba cấp

+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục, phân đôi, khai triển.+ Hộp giảm tốc bánh răng côn

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:

Ưu điểm: Đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó giảm bớtchiều dài của hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn hơn

Nhược điểm: Khả năng chịu tải trọng của cấp nhanh chưa dùng hết; khó bốtrí kết cấu chung; khó bôi trơn bộ phận ổ ở giữa hộp; khoảng cách giữa các gối

đỡ trục trung gian lớn do đó phải tăng đường kính trục

I.4 Khớp nối đàn hồi:

Khớp nối đàn hồi (4) làm nhiệm vụ truyền chuyển động giữa hai trục, nốicác trục ngắn thành một trục dài, khớp nối còn có tác dụng đóng mở các cơ cấu(ly hợp), ngăn ngừa quá tải, giảm tải trọng động, bù sai lệch của các trục

Tỷ số truyền qua các khớp nối bằng 1

I.5 Bộ công tác của xích tải:

Bộ công tác xích tải (5) là thiết bị thường được sử dụng trong các băngchuyền dùng để vận chuyển vật liệu từ nơi này sang nơi khác, được nối vớiHGT qua các khớp nối đàn hồi

I.6 Nguyên lí hoạt động của sơ đồ hệ thống truyền động:

Khi động cơ (1) quay truyền động qua bộ truyền hở đai (2) tới bộ truyềnkín (3) (bánh răng cấp nhanh tới bánh răng cấp chậm) ra khớp nối (4) ra trụccông tác làm cho xích tải (5) chuyển động

CHƯƠNG II: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG

CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN

II.1/ Công suất cần thiết:

Công suất ứng với tải lớn nhất: P = 1000F v = 7500.1,31000 = 9,75 (kW)

Công suất tương đương:

Ptđ = P.√ ¿ ¿ ¿

= 9,75.√ ¿ ¿ ¿ = 8,52 (kW)Hiệu suất chung  của hệ thống:  = d.k.ol4.br2

Theo bảng 2.3 trang 19 [1] ta có:

Hiệu suất bộ truyền đai (để hở): d = 0,95

Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (che kín): br = 0,96

Hiệu suất của cặp ổ lăn: ol = 0,99

Hiệu suất của khớp nối trục: k = 1

Suy ra: chung = 0,95.1.0,994.0,962 = 0,84

Vậy công suất cần thiết của động cơ: Pct = P t đ = 8,520,84 = 10,14 (kW)

II.2/ Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống

Chọn tỉ số truyền sơ bộ: Theo bảng 2.4, trang 21 [1]

Ta chọn: Đai thang ud = 3,15

Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng hai cấp 8  40 ta chọn: uh = 10

Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: usb = uh.ud = 10.3,15 = 31,5

- Hiệu suất động cơ:  = 87%

II.4/ Phân phối lại tỉ số truyền cho hệ thống:

Tỉ số truyền thực: u = n dc n = 78,792935 = 33,44

Ta chọn tỉ số truyền đai uđ = 3,15

Vậy tỉ số truyền của hộp giảm tốc là uh = 33,443,15 = 10,62

Gọi un là tỉ số truyền bánh răng cấp nhanh

uc là tỉ số truyền bánh răng cắp chậm

Tra bảng 3.1, trang 43 Chọn:

un = 3,83

uc = 2,61

II.5/ Công suất trên các trục:

- Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là:

II.7/ Tính momen xoắn trên trục:

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

III.1/ Chọn loại đai

Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai,khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục

Do công suất động cơ Pct = 11 kW và uđ = 3,15 < 10 và yêu cầu làm việc

êm nên ta có thể chọn đai hình thang

Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làmviệc êm nên ta có thể chọn đai hình thang

Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làmviệc trong môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độẩm) lại có sức bền và độ đàn hồi cao Đai vải cao su thích hợp ở các truyềnđộng có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

Dựa vào công suất Pct=11 kW và só vòng quay n1 = 2935 (vòng/phút)

Tra theo bảng 4.13 [1] trang 59 ta chọn đai thang loại A, được làm từ vậtliệu vải cao su

Các thông số đai hình thang thường loại A:

Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài yo 2,8

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

III.2/ Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai:

1

d

u d

d 

 trong đó: ud là hệ số bộ truyền đai;

 là hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy  = 0,01

- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

2 1

400

3, 23(1 125.(1 0.01

Theo điều kiện 4.14 [1] trang 60:

0,55.(d1 + d2) + h  a  2.(d1 + d2) [h: là chiều cao tiết diện đai]

III.4/ Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a:

Theo công thức 4.4[1] trang 54:

2

2

.( ) ( )2

Theo tiêu chuẩn chọn: L = 2000 mm

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:

Theo công thức 4.15 [1] trang 60:

3

19, 21.10

9,61 10 2000

     

 > 150o (thỏa mãn)

Vì  > 150o thỏa mãn điều kiện không trượt trơn (đối với đai vải cao su)

III.7/ Xác định số đai cần thiết:

Số dây đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa 2 đai

và bánh đai

Số dây đai được xác định theo công thức 4.16[1] trang 60:

1 [ ] .

d

P k z

l

Với l0 là chiều dài thực nghiệm Tra bảng 4.16[1] trang 61 chọn CL = 1

Cu: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Chọn Cu = 1,14 (bảng4.17[1])

Cz: Hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dâyđai Chọn Cz = 0,9 (bảng 4.18 [1])

Thay các thông số vào ta có:

III.8/ Định kích thước chủ yếu của bánh đai:

- Chiều rộng bánh đai:

Theo công thức 4.17[1] trang 63: B = (z – 1).t + 2e

Với t & e tra bảng 4.21 [1] trang 63

t = 15 mm

e = 10 mm

ho = 3,3 mm

Thay số vào ta được: B = (5 – 1).15 + 2.10 = 80 (mm)

- Đường kính ngoài bánh đai nhỏ:

Theo công thức 4.18 [1] trang 63: da = d + 2ho

+ Với bánh dẫn: da1 = d1 + 2ho = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)

+ Với bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2ho = 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm)

III.9/ Lực căng ban đầu:

Theo công thức 4.19[1] trang 63:

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

IV.1/ Tính toán cấp chậm

1.1/ Chọn vật liệu:

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, chịu công suất nhỏ(Pdc=11kW), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánhrăng được tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khinhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Ta chọn thép 45X vàthép 40X vì thép này rất thông dụng, rẻ tiền Với phương pháp tôi cải thiện trabảng 6.1 [1] trang 92 ta được các thông số sau:

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền

b N/mm2

Giới hạn chảy

ch N/mm2

Độ cứngHBBánh chủ

1.2/ Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

Ứng suất tiếp xúc cho phép

o H

H o

R S xF FC FL F

S

K S

o H

H o

FC FL F

K S

K S

- SH & SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Tra bảng 6.2 [1] trang

94 ta được: SH = 1,1 & SF = 1,75 (với bánh chủ động)

- KFC là hệ số ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 khi đặt tải 1 chiều

- KHL và KFL hệ số tuổi thọ được tính (CT 6.3 & 6.4 [1] trang 93)

HO HB FO

N

- NHE và NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Ta xét tải trọng thay đổi:

3 max

T

T T

c là số lần ăn khớp của răng trong 1 vòng Ở đây c = 1

n là số vòng quay của bánh răng trong 1 phút, ncđ = 243,28, nbđ = 93,21

Ti: momen xoắn

L = 8 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ

Nên tổng số thời gian làm việc: t = 8.300.2.8 = 38400 (giờ)

N N

1,1 468

N N

1,1 450

2

( 1)

- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng Tra bảng 6.5 [1]tr96 được Ka = 49,5 (Mpa)

- ba: hệ số, tra bảng 6.6 [1] trang 97 và chọn 0,3

Suy ra: bd = 0,53.ba.(u+1) = 0,53.0,3.(2,61+1) = 0,574 (CT6.16[1] tr97)Tra bảng 6.7 với bd = 0,574 và ở sơ đồ 4 ta được KH = 1,03

- T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động: T1 = 385968,7 Nmm

- [H] ứng suất tiếp cho phép [H] = 527,3 Mpa

Theo CT 6.17 [1] trang 97: m=(0,01 … 0,02).aw = 2,25 … 4,5

Theo tiêu chuẩn chọn m = 3 (bảng 6.8 [1] trang 99)

1.5/ Số răng của bánh răng:

w

a z

104

2, 6 40

t

z u z

w w

Tra bảng 6.13 [1] trang 106 chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9.

1.8/ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

w

b m

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KH.KH.KHv

Trong đó: KH=1,05 (tra bảng 6.7 [1] trang 98)

KH=1,13 (tra bảng 6.14 [1] trang 107)

1 1

1

2 .

H w w Hv

H H

v b d K

Vậy: H 274.1,6.0,9 2.385968,7.1, 26.(2,6 1) / (67,5.2,6.125 ) 445,9 Mpa 2 

 H  [H]bđ = 518,2 Mpa nên độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

1.9/ Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn:

Công thức 6.43 & 6.44 [1] trang 108:

- K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng, tra bảng 6.7 [1] trang 98 với sơ đồ 4 ta có K F 1,12.

- K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp khi tính về uốn (tra bảng 6.14[1] trang 107) chọn K F 1,37.

- K Fv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn (theo công thức 6.46 [1] trang 109)

1 1

1

2 .

F w w Fv

F F

v b d K

2.385968,7.1,72.0,58.1.3,7 / (67,5.125.3) 112,57 [ ] 267, 4112,57.3,6 / 3,7 109,53Mpa [ ] 257,1Mpa

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc

1.10/ Kiểm nghiệm quá tải:

 Fmax 112,57.2, 48 279,17 [ F]maxthỏa mãn quá tải về uốn

IV.2/ Tính toán cấp nhanh:

2.1/ Chọn vật liệu:

So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền bánh răng cấp nhanh có tỉ

số truyền cao hơn, nhưng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh

2.2/ Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc & mỏi uốn cho phép:

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250

* Đối với bánh chủ động:

Ứng suất tiếp xúc cho phép & ứng suất uốn cho phép (công thức 6.1 & 6.2

[1] trang 91):

H o

R S xF FC FL F

S

K S

o H

H o

FC FL F

K S

K S

- SH & SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Tra bảng 6.2 [1] trang

94 ta được: SH = 1,1 & SF = 1,75 (với bánh chủ động)

- KFC là hệ số ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 khi đặt tải 1 chiều

- KHL và KFL hệ số tuổi thọ được tính (CT 6.3 & 6.4 [1] trang 93)

HO HB FO

N

- NHE và NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Ta xét tải trọng thay đổi:

3 max

T

T T

c là số lần ăn khớp của răng trong 1 vòng Ở đây c = 1

n là số vòng quay của bánh răng trong 1 phút, ncđ = 931,75, nbđ = 243,28

Ti: momen xoắn

L = 8 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ.

Nên tổng số thời gian làm việc: t = 8.300.2.8 = 38400 (giờ)

N N

1,1 468

N N

1,1 450

Theo CT 6.17 [1] trang 97: m = (0,01 … 0,02).aw = 2,25 … 4,5

Theo tiêu chuẩn chọn m = 3

2.5/ Số răng của bánh răng:

w

a z

118 3,81 31

t

z u z

Sai số tỉ số truyền:

3,83 3,81

.100 0 3,83

w w

1 1

2,5 93, 2 2,5.3 85, 7 2,5 357 2,5.3 349,5

Tra bảng 6.13 [1] trang 106 chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 8

2.8/ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

w

b m

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KH.KH.KHv

Trong đó: KH=1,05 (tra bảng 6.7 [1] trang 98)

KH=1,09 (tra bảng 6.14 [1] trang 107)

1 1

1

2 .

H w w Hv

H H

v b d K

3,83

H

Vì  H  [ H] nên độ bền tiếp xúc được thỏa mãn.

2.9/ Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn:

Công thức 6.43 & 6.44 [1] trang 108:

- K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng, tra bảng 6.7 [1] trang 98 với sơ đồ 4 ta có K F 1,12.

- K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp khi tính về uốn (tra bảng 6.14[1] trang 107) chọn K F 1, 27.

- K Fv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn (theo công thức 6.46 [1] trang 109)

1 1

1

2 .

F w w Fv

F F

v b d K

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.

2.10/ Kiểm nghiệm quá tải:

 Fmax 48,7.2, 48 120,8 [ F]maxthỏa mãn quá tải về uốn

Bảng 3: Thông số bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

V.1 Chọn vật liệu cho trục:

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Vìhộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép C45(thường hóa) có giớihạn bền b = 600 Mpa (N/mm2)

V.2 Tính toán sơ bộ trục:

Tính đường kính sơ bộ của trục

Theo công thức 10.9 TL1 trang 188 ta có : d ≥√3T /0.2[τ ]

Theo dãy tiêu chuẩn ta chon d2=40 mm

Đối với trục III

Theo dãy tiêu chuẩn ta chon d3=55 mm

Từ đường kính trục ta xác định chiều dày ổ lăn: Bảng 10.2 [1] trang 189

d1=30 mm ¿ >b01=19 mm

d2=40 mm¿ >b02=23 mm

d3=55 mm ¿ >b03=29 mm

V.3 Tính gần đúng trục

Tra bảng ta có các thông số như sau: Theo Bảng 10.3 [1] trang 189

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1= 12 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10 mmKhoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18 mm

Chiều dài mayơ bánh đai:

Lực hướng tâm :F r 1=F r 2=F t 1tgαα

cosββ=

2275,5 tgα25,6 ° cos 0 ° =1090,2(N )

Lực vòng trục:F a 3=F a 4=F t 3 tgαβ = 6175,5.tg0°=0 (N)

Sơ đồ lực không gian: