Đồ án Chi tiết máy Thiết kế hộp giảm tốc - Phạm Công Định

brh : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ để hở ol:hiệu suất một cặp ổ lăn.. ubrh là tỉ số truyền của truyền động bánh răng trụ để hở... Xác định công suất, momen, số vòng quay trên cá

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI NÔNG LÂM TP HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ CÔNG NGHỆ

***  ***

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

GVHD : Th.s Phạm Đức Dũng

SV : Phạm Công Định Lớp : DH09CC MSSV : 09119009

T.p Hồ Chí Minh 11/2012

Đề bài cho:F= 12kN, v=0.4m/s , D=0.45m=450mm

Hình vẽ:



4

5 6

0.003t 0.2t

0.8t

Trong đó :

1 : Động cơ điện

2 : Khớp nối

3 : Hộp giảm tốc trục vít 1 cấp

4 : Khớp nối chữ thập

5 : Cặp bánh răng hở

6 : Bộ phận công tác

Thời hạn làm việc: 6 năm

Hệ số làm việc ngày: Kngày = 0,3

Hệ số làm việc năm: Knăm = 0,6

 Tài liệu tham khảo:

[1].Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1; tác giả Trịnh Chất- Lê Văn Uyển [2].Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2; tác giả Trịnh Chất- Lê Văn Uyển [3].Cơ sở thiết kế máy; tác giả Nguyễn Hữu Lộc

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I/CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:

1.Xác định công suất cần thiết của động cơ:

Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ xác định theo công thức:

ct

yc

P

Trong đó :

Công suất của bộ phận công tác Pct:

9550

ct tb

ct

n M



Số vòng quay trên trục công tác nct :

Theo công thức (2.16) ta có

17 3.14 450

ct

v n

D



Moment tải

12 0.45

2.7( )

F D

M      kNm

Moment tải trung bình :

1 2 3

1.83( )

tb

M t M t M t

t t t

 

Pct =3.26 (kW)

Hiệu suất hệ dẫn động η :

Theo công thức (2.9) :

3 2



Trong đó η1,η2,η3… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động

Theo đề bài thì :

4 2

ol brh

tv

k   



k

 : hiệu suất của khớp

tv

 : hiệu suất bộ truyền trục vít

brh : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ để hở

ol:hiệu suất một cặp ổ lăn

Tra bảng (2.3), ta được các hiệu suất :

1

k

  tv  0.75 brh  0.94 ol  0.99

vậy 0.69

Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :

3.26

4.71 0.69

ct yc

P

P



2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện:

Số vòng quay trên trục công tác nct :

Theo công thức (2.16) ta có:

60000 60000 0.4

17( / ) 3.14 450

ct

v

D



Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động

30 5 150

u  u  u   

Trong đó :

utv là tỉ số truyền của truyền động trục vít hộp giảm tốc 1 cấp

ubrh là tỉ số truyền của truyền động bánh răng trụ để hở

Theo bảng 2.4

utv= 30

ubrh= 5

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ nsb

Theo công thức (2.18) ,ta có

2550

sb ct t

n n  u (vg/ph)

Số vòng quay đồng bộ

db

Trong đó :

f : tần số của dòng điện xoay chiều ( thường sử dụng f = 50 Hz )

p : số đôi cực ( chọn p = 1 )

3 Chọn động cơ:

Ta có: Pyc = 4.91 (kW)

nsb= 2550 (vg/ph)

ndb = 3000 (vg/ph )

 Chọn động cơ

Tra bảng P1.3 ta chọn được loại động cơ 4A100L2Y3 (Liên Xô chế tạo) có các

thông số sau :

Pdc = 5.5 kW

nđc =2880 vg/ph

Khối lượng: 42 kg

Đường kính trục động cơ : ddc = 42 mm (tra bảng 1.7)

Kiểm tra động cơ đã chọn :

Theo điều kiện 2.6 :Tmm / T  TK / Tdn  1 6  2 0 (thỏa)

Theo điều kiện 2.19 :Pđc  Pyc  5.5  4.91 (thỏa)

II) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

1 Phân bố tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)

2880

169.41 17

đc c

ct

n u

n

Theo công thức (3.24) ta có

brh h

h n

u    

Ta chọn ubrh= 5

172, 3529

34, 48 5

C h

br

U U

U

  

Chọn U h=35

2 Xác định công suất, momen, số vòng quay trên các trục

a Công suất trên các trục

Trên trục công tác ( trục IV)

PIV = Pct= 3,26 (kW)

Trên trục III

3, 48( W)

IV III

ol brh

P

 



Trên trục II

4, 67( W)

III

II

ol k tv

P

 

Trên trục I ( trên trục động cơ )

4, 69( W)

II

I

ol

P



b Moment xoắn trên các trục

Trục I

6

9.55 10 I 1061, 43

I

I

P M

n

Trục II

6

9.55 10 II 39119,14

II

II

P M

n

Trục III

6

9.55 10 III 52420, 957

III

III

P M

n

Trục IV

6 9.55 10 IV 263421,893

IV

IV

P M

n

- BẢNG CÁC THÔNG SỐ:

PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT

1.Chọn vật liệu:

Tính sơ bộ vận tốc trượt: Theo công thức 7.1[1]

𝑣𝑠 = 4,5.10−5𝑛1√𝑇3 2 = 4,5.10−5 2880 √39119,143 = 4.39(𝑚/𝑠) < 5(𝑚/𝑠)

Tra bảng: 7.2 Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau Cụ

thể là dùng đồng thanh nhôm sắt БpA Ж 9-4 đúc bằng khuôn li tâm Vì tải trọng là

trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn HRC=45 Bề

mặt ren được mài,đánh bóng

Trục Thông số

Tra bảng 7.1[1] ta được:

[𝜎𝑏] = 400 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝑐ℎ] = 200 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Dùng nội suy ta được :[𝜎𝐻] = 186𝑀𝑝𝑎

2.Xác định ứng suất cho phép:

Bộ truyền làm việc một chiều:

[𝜎𝐹𝑂] = 0,25𝜎𝑏+ 0,08𝜎𝑐ℎ=0,25.400+0.08.200 =116(Mpa)

Hệ số tuổi thọ:

𝐾𝐹𝐿 = √10

6

𝑁𝐹𝐸 9

Trong đó:

𝑁𝐹𝐸= 60∑( 𝑇2𝑖

𝑇2max)9𝑛2𝑖𝑡𝑖

Trong đó :

ni : số vòng quay

ti : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

T2: momen xoắn trục bánh vit

∑ 𝑇𝑖 = 𝐿 365 𝐾𝑛𝑔𝑎𝑦 𝑘𝑛𝑎𝑚 = 6.365.0,25.24.0,65 = 8541 giờ

𝑇Trong đó: L = 6 năm ( số năm làm việc)

3.Hệ số tuổi thọ :

KFL = 9√106/𝑁𝐹𝐸 : theo công thức 7.9

Chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

NFE= 60∑(T2i/T2max)9n2iti

Trong đó :

ni : số vòng quay

ti : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

T2: momen xoắn trục bánh vit

NFE = 60*n2∑(T2i/T2max)9 niti = 60n2∑(T2i/T2max)9ti∑ ti

Mà: ∑𝑡𝑖 = 𝐿 365 𝐾𝑛ă𝑚 24 𝐾𝑛𝑔à𝑦 = 6.365.0.25.0.65.24 = 8541h

Trong đó L số năm làm việc

∑(T2i/T2max)9ti =1 69 ∗ 0.003 + 19∗ 0.2 = 0 69∗ 0.8 = 0,414

Vy :NFE = 60.n2.8541.0,414 = 5.3× 106

=> KFL = √ 10

6

5.3×10 6

9

= 0.83 Theo công thức 7.6 [1] ta có:

[𝜎𝐹 ] = [𝜎𝐹𝑂 ]* KFL = 116 * 0.83 = 96.28MPa

Từ công thức 7.14[1]

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :[𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2𝜎𝑐ℎ = 2.200 = 400 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :[𝜎𝐹]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ = 0,8.200 = 160 𝑀𝑃𝑎

4.Tính toán thiết kế bộ truyền:

a.Tính toán thiết kế

Với tỉ số truyền {𝑢𝑡𝑣 = 34,5

𝑍1 = 1 → 𝑍2 = 34,5 chọn 𝑍2 = 35 Chọn sơ bộ KH = 1,2

Tính sơ bộ hệ số đường kính trục vít q theo công thức thực nghiệm:

q = 0,28*z2 = 0,28*35 =9.8

Vậy chọn Hệ số đường kính q =10 tra bảng 7.3[1]

→ 𝑎𝑤 = (𝑍2+ 𝑞)√( 170

𝑍2 [𝜎𝐻])

2𝑇2 𝐾𝐻 𝑞 3

Theo công thức 7.16[1]

→ 𝑎𝑤 = (35 + 8)√( 170

35.186)

2391191.1,2 10

3

= 136.5 mm

Chọn 𝑎𝑤 = 140(𝑚𝑚)

Môdun của trục vít là công thức 7.17[1]:

𝑚 = 2 𝑎𝑤

𝑍2+ 𝑞 =

2.140

35 + 10 = 6.2 Chọn m = 6.3 theo tiêu chuẩn

Tính chính xác lại 𝑎𝑤:

𝑎𝑤 =𝑚 (𝑍2+ 𝑞)

6.3(35 + 10)

Chọn 𝑎𝑤 = 140𝑚𝑚)

Hệ số dịch chỉnh:

𝑥 = 𝑎𝑤

𝑚 −

𝑍2+ 𝑞

140

35 + 10

2 = −0.28 mm Thỏa mãn điều kiện dịch chỉnh - 0,7<X<1,7

b Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

Tính chính xác vận tốc trượt sơ bộ:

𝑣𝑠 = 𝜋 𝑑𝑤1 𝑛1 60.1000 𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤 Trong đó 𝛾𝑤𝑙à 𝑔ó𝑐𝑣í𝑡

𝛾𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑍1

𝑞 + 2𝑥 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔

1

10 − 2 ∗ 0.28 = 6°

𝑑𝑤1 = (𝑞 + 2𝑥)𝑚 = (10 − 2 ∗ 0.28)6.3 = 59.5

→ 𝑣𝑠 = 𝜋 𝑑𝑤1 𝑛1

60.1000 𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤 =

𝜋 ∗ 59.5 ∗ 85

60000 𝑐𝑜𝑠6°= 0,26(𝑚/𝑠)

Hệ số tải trọng

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝑣 công thức 7.23[1]

 Tải trọng tĩnh 𝐾𝐻𝛽 = 1

 Tra bảng 7.6[1] chọn cấp chính xác bộ truyền là 8

 Tra bảng 7.7[1] hệ số tải trọng động 𝐾𝐻𝑣 = 1,2

→ 𝐾𝐻 = 1.1,2 = 1,2 Tra bảng 7.2[1] ta được [𝜎𝐻] = 204 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít:

𝜎𝐻 =170

z2 √(𝑍2+ 𝑞

𝑎𝑤 )

3𝑇2 𝐾𝐻 𝑞

T2 =391191.mm

𝜎𝐻 =170

35 √(35 + 10

140 )

3391191.1,2

10 = 191.78𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐻] = 204𝑀𝑃𝑎

Ðiều kiên về độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

Vậy không cần chọn lại vật liệu

Hiệu suất bộ truyền trục vít ( công thức 7.22[1]):

𝜂 = 0,95 𝑡𝑔𝛾𝑤

𝑡𝑔(𝛾𝑤+ 𝜑)

φ là góc ma sát tra bảng 7.4 ta được φ = 5.7°theo nội suy

→ 𝜂 = 0,95 𝑡𝑔𝛾𝑤

𝑡𝑔(γ𝑤+ 𝜑)= 0,95

𝑡𝑔6°

𝑡𝑔(6° + 5.7°) = 48.2%

c.Kiểm nghiệm rãng bánh vít về độ bền uốn:

𝜎𝐹 =1,4 𝑇2 𝑌𝐹 𝐾𝐹

𝑏2𝑑2𝑚𝑛 ≤ [𝜎𝐹] công thức 7.26[1]

Trong đó:

mn ∶ Môdun pháp của răng bánh vít mn = mcosγw = 6.3cos6° = 6.27

KF: Hệ số tải trọng động KF = KH = 1,2

d2: Đường kính vòng chia bánh vít d2 = m Z2 = 6,3.35 = 220.5(mm)

Chiều rộng bánh vít bảng 7.9

b2 ≤ 0,75da1 Với da1 = m(q + 2) = 6.3(10 + 2) = 75.6mm

→ b2 ≤ 0,75.50 = 56.7 chon b2 = 57 mm

YF: Hệ số dạn răng ZY = Z2

cos3γw =

35 cos36°= 35.6 Tra bảng 7.8[1] thu được YF = 1,62

Vậy ứng suất sinh ra là:

σF =1,4 T2 YF KF

b2d2mn =

1,4.391191.1,62.1,2 35.220,5.6,27 = 22.05 < [σF] = 96.28 Mpa

Ðiều kiên về độ bền uốn được thỏa mãn

5.Tính lực tác dụng lên trục

Lực vòng trên bánh vít Ft2 có trị số bằng lực dọc trục trên trục vít Fa1

Fa1 = Ft2 =2T2

d2 =

2.391191

220 = 3556(N)

Lực vòng trên trục vít Ft1 có trị số bằng lực dọc trục trên bánh vít Fa2

Ft1 = Fa2 = Fa1 tg(γw+ φ) = 3556 tg(6° + 5.7°) = 736.4(N)

Lực hướng tâm trên trục vít Fr1có trị số bằng lực hướng tâm trên bánh vít Fr2

Fr1 = Fr2 = Fa1cosφ

cos(γw+φ)tgαωcosγw theo công thức 10.2[1]

Chọn góc ăn khớp αω = 20°

→ Fr1 = Fr2 = 3556 cos5.7°

cos (6° + 5.7°)tg20°cos (6°) = 1308(N)

6.Bảng thông số

Thông số cơ bản

Vận tốc trượt vs 0.26 m/s

Thông số hình học

Chiều rộng bánh vít b2 57 mm

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

THẲNG

1.Chọn vật liệu:

Theo bảng 6.1[1] chọn:

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 chọn HB=225

σb = 750MPa

σch = 450Mpa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 chọn HB=210

σb = 600 MPa

σch = 340Mpa

a.Xác định ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2 [1] đối với thép 40 tôi cải thiện :

Giới hạn mỏi tiếp xúc :

0

lim 2 70

  

Hệ số an toàn tiếp xúc :

SH = 1.1

Giới hạn bền uốn :

0 lim 1,8( )

 

Hệ số an toàn uốn :

SF = 1,75

0 lim1 0 lim1

2.225 70 520 1,8.250 405

H F

MPa MPa







 



0 lim 2 0 lim 2

2.210 70 490 1,8.210 378

H F

MPa MPa







 



b.Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :

Theo CT6.5 [1] : N H0 30.HB2,4

2,4 7

01 30.225 1, 33.10

H

N

2,4 7

02 30.210 1,12.10

H

N

Chọn sơ bộ KHL1  1K HL2 1

Theo CT6.1a [1] :

0

H Hlim

H

K S

 

H 1

1 [ ] =520 472( )

1,1 MPa



H 2

1 [ ] =490 445( )

1,1 MPa



Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng :

H 2

[H]=[ ]  445(MPa)

Số thay đổi chu kì ứng suất tương đương :

Chọn sơ bộ : KFL2 = 1

: KFL1 = 1 Theo CT6.2a [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1,ta được :

0 lim F

[ ]=

S

F



1

405.1.1

[ ] 231, 4( )

1, 75



2

378.1.1 [ ] 216( )

1, 75



d.Ứng suất quá tải cho phép :

Theo CT6.13 và CT6.14 [1] :

[H] 2,8.ch 2,8.340952(MPa) F1 max 1

[ ] 0,8.ch 0,8.450360(MPa) F2 max 2

[ ] 0,8.ch 0,8.340272(MPa)

2.Thiết kế bộ truyền

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

Theo CT6.15a [TL1] :

1 3

H 1

.( 1)

[ ] u

H a

ba

T K

 

Theo bảng 6.6 [TL1] chọn :ba  0,5 (vị trí bánh răng đối xứng đối với các ổ trong hộp giảm tốc)

Theo bảng 6.5 [1] với răng thẳng chọn : Ka =49,5

Theo CT6.16 [1] :bd  0,5 ba.( u1  1) 0,5.0,5.(4 1) 1, 25  

Do đó theo bảng 6.7 [TL1] dùng nội suy ta tính được:

1, 04

1, 065

H

F

K

K









3

2

w2

.1, 04 49.5.(5 1) 391191 278, 2

445 5.0, 5

Lấy aw2 = 278 (mm)

b Xác định các thông số ăn khớp :

Theo CT6.17 [1] :

w2

(0, 01 0, 02) (0, 01 0, 02).278 2, 78 5,56

Theo bảng 6.8 [1] chọn môđun pháp : m = 5 (mm)

Theo CT6.31 [1] :

Số răng bánh nhỏ :

w2 1

2

18, 5 ( 1) 5.(5 1)

a z

m u

Chọn Z1 = 19 răng

Số răng bánh lớn :

z2 = u1.z1 = 5.19 = 95

tỉ số truyền thực :

2 1

95 5 19

m

z u z

  

Tính lại a w :

1 2

w2

.( ) 5.(19 95)

285( )

Chọn aw = 285 mm

Do đó không cần dịch chỉnh

Theo CT6.27 [1] : góc ăn khớp :

0 w

t

w2

os (19 95).5 os20

t

c

a



0

t



3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

2

w w1

2 .( 1)

H m

H M H

m

T K u

Z Z Z

b u d



Theo bảng 6.5 [TL1] : Zm = 274 Mpa1/3

0 w

1, 76 sin(2 ) sin(2.20 )

H

t

c



Với bánh răng thẳng : theo CT6.36a [1] :

0,87

     

Với

1 2

[1,88-3,2.( + )].cos [1,88-3,2.( + )].1 1, 68



Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

w2 w1

2. 2.285

95( )

1 5 1

m

a

u

 

Theo CT6.40 [1] : w1 1 95.85

0, 423( / )

60000 60000

Theo bảng 6.13 [1] : chọn cấp chính xác 9

Do đó theo bảng 6.16 [1] : chọn g0 = 82

Theo CT6.42 [1] : 0 w2

m

285 0, 006.82.0, 423 1,57

H H

a

g v

Với H  0, 006 (theo bảng 6.15 [1])

Do đó w w1

1

1

2

H Hv

H H

b d K

T K  K 



 

Với bw ba.aw  0, 5.285  142.5 (mm)

Theo bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 mm : K H  1,13

1,57.142,5.95

2.10614.1, 04.1,13

Hv

K

1, 04.1, 02.1,13 1, 20

H H Hv H

2

w w1

2 .( 1)

H m

H M H

m

T K u

Z Z Z

b u d



2

2.391191.1, 20.(5 1) 274.1, 76.0, 76 321

142, 5.5.95

H

Theo CT6.1 [1] với v = 0,423 m/s ; Zv = 1

với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 0,63 m

do đó ZR = 1

Với da< 700 mm ; KxH = 1

Do đó theo CT6.1 và CT6.1a [TL1] :

'

H H v

[ ]  [ ].Z Z K R. xH  445.1.1.1  445 MPa

' H

0 10%

445

H

H



thỏa mãn điều kiện bền

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

1

w w1

2

F

T K Y Y Y

b d m

 

  Theo bảng 6.7 [1] :K F 1, 065

Theo bảng 6.14 [1] : với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9 :

Đối với bánh răng thẳng chọnK F  1

0

285 0, 016.82.0, 423 4,19

F F

a

g v

Trong đó theo bảng 6.15 [TL1] :F  0, 016

theo bảng 6.16 [TL1] : g0 82

Do đó theo CT6.46 [TL1] :

w w1 1

2 2.411211,8.1, 065.1

F Fv

F F

b d K

T K  K 



Do đó :K F K F.K F.K Fv 1, 065.1.1, 065 1,134

1, 68

Y







    

Với bánh răng thẳng :  0 Y 1

Số răng tương đương :

v

z z 

v

Theo bảng 6.18 [1] dùng nội suy ta được :

1 4,14

F

2 3, 60

F

Y  Với m = 5 mm Y S  1, 08 0, 0695.ln 5   0.968

1

R

Y  (bánh răng phay)

1

xF

K  (d a 700mm)

Do đó theo CT6.2 [TL1] và CT6.2a [TL1] :

'

F1 F1 R

[ ]  [ ].Y Y K S xF  231, 4.1.0, 968.1  224 MPa

'

F2 F2 R

[ ]  [ ].Y Y K S xF  216.1.0, 968.1  209 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :

1

w w1

2

F

T K Y Y Y

b d m

 

 

1

2.411211,8.1,134.0, 59.1.4,14

9, 27

142, 5.95.5

F

2

2 1

1

3, 6 9, 27 8, 06

4,14

F

F F

F

Y

Y

' '

[ ] [ ]

F

F

 



 





thỏa mãn điều kiện bền uốn

5.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48 [TL1] : với ax 1, 6

T

m qt

T

K  

1 ax H. qt 445 1, 6 562.88

H m K

    MPa <[H]max  952 MPa

Theo CT6.49 [TL1] :

1 ax 1 qt 9, 27.1,6 14,832

    MPa <[F1]max  360 MPa

F2max F2 8, 06.1, 6 12,896

qt

K

    MPa <[F2]max272 MPa

thỏa mãn điều kiện quá tải

6 Các thông số kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục aw =285 mm

Mô đun pháp m = 5mm

Chiều rộng vành răng bw = 142.5 mm

Tỉ số truyền um = 5

Góc nghiêng của răng 0

0

 

Số răng bánh răng Z1 = 19

Z2 = 95

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0

x2 = 0 Đường kính vòng chia d1m z. 1 5.19  95 mm

2 2 5.95 475

d m z   mm Đường kính vòng lăn dw1 d1 2.(2 /y z2z d1). 1 95 0   95mm

w 2 1 95.5 475

Đường kính đỉnh răng d a1 d1 2.(1   x1 y m)  95 2.(1 0 0).5 105     mm

2 2 2.(1 2 ) 475 2.(1 0 0)5 485

a

d d    x y m     mm Đường kính đáy răng d f1d1 (2, 5 2 )  x m1  95 (2, 5 2.0)5    82.5 mm

2 2 (2, 5 2 ) 2 475 (2, 5 2.0).5 462, 5

f

7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng

2 2.620069

w1

1 11810 20 4298.5( ).

T

t t d

F tg

t

r r





PHẦN IV THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C40XH tôi có HRC 50 (bảng 6.1[1] ) có

σb = 750 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [τ] = (12 ÷ 20) MPa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo công thức 10.9[1]

d ≥ √ T

0,2[τ]

3

mm Trong đó:

T- Môment xoắn , Nmm

[τ] -Ứng suất xoắn cho phép,Mpa Lấy [τ] =20 Mpa

Trục động cơ:

Mômen cần truyền :Tđc = 18237(N mm)

Đường kính trục động cơ: dđc = 28 mm tra bảng phụ lục 1.7[1]

Trục I (trục trục vít) : Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của

trục I là:

𝑑1 = (0,8 ÷ 1,2) 𝑑𝑐 = (0,8 ÷ 1,2) 28 = (22,4 ÷ 33,6)𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑1 = 30 (𝑚𝑚) Với d1 = 30 chon b0I = 19 mm (tra bảng 10.2[1])

Trục II( Trục bánh vít):

d2 ≥ √391191

0,2.20

3

≈ 46,07 mm

Chọn d2 = 45 mm

Tra bảng 10.2[1]

Với d2 = 45 mm thì chiều rộng ổ lănb0II = 25 mm