Đồ Án thiết kế hộp giảm tốc Hệ Dẫn Động Cơ Khí Sử Dụng Hộp Giảm Tốc Côn Trụ

Chọn công suất động cơ : Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho động cơ khi làmviệc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép... Kiểm tra điều kiện mở máy : Khi đ

Nhận Xét Của Giáo Viên Hướng Dẫn

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Thái Nguyên, ngày… tháng … năm 2012

Sinh viên thực hiện

Kiều Xuân Thái

Phạm Văn Minh

Dương Văn Trường

PHẦN I TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.Tính Chọn động cơ điện

1.1 Chọn loại, kiểu động cơ điện

Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản songchúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của chúng ta, phùhợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế

Theo yêu cầu làm việc của thiết bị dẫn động Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm

vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ Roto lồng sóc

Loại động cơ này có ưu điểm: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việctin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha s thấp không cần biến đổi dòng điện.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và co (so với đồng cơ đồng bộ), khôngđiều chỉnh vận tốc được

Chọn sơ đồ khai triển hệ dẫn động như sau:

Hình 1 :Hệ Dẫn Động Cơ Khí Sử Dụng Hộp Giảm Tốc Côn Trụ

1.2 Chọn công suất động cơ :

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho động cơ khi làmviệc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy điều kiện sau phải thỏa mãn

1

6

5 4

3

dc

dm

P P

=8,05 (KW)

: Hiệu suất tổng của toàn bộ hệ thống  = k2 Br2 04 :

K: Hiệu suất của khớp nối (thông thường lấy k=1)

Br: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

0: Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ được che kín

05 , 8



 (KW)

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:

ndb = 60.f / pTrong đó: n db : - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện.

f: - Tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz) p: - Số đôi cực từ.

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giáthành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lạiyêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước vàgiá thành của các bộ truyền tăng lên

Số vòng quay của trục công tác là:

  

1 , 38 45

3 , 2 10 60

10

t z

V

N ct 80,49 (Vg/ph)Trong đó: nct: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

Ta có khoảng tỷ số truyền nên dung của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp từ (8 :40)

»Khoảng tốc độ động cơ ndc nên chọn =(643,92 : 3219,6) (Vg/ph)

Chọn động cơ có ndòng bộ = 1500 (Vg/ph)

Dựa vào bảng (P1.3) [I] ta chọn được động cơ 4A132M4Y3 Nó có các thông số sau:

Ký hiệu

dc dmP

(KW)

dcn

(v/ph) Cos % dn

maxT

T

dn

KT T

4A132M4Y3 11,0 1458 0,87 87,5 2,2 2,0

1.4 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ :

a Kiểm tra điều kiện mở máy :

Khi động cơ khởi động sức ì quán tính của cả hệ thống đang đứng yên nên làm chocông suất trên các trục tăng lên Do đó công suất trên động cơ khi mở máy phải lớn hơncông suất khi làm việc do đó ta phải kiểm tra điều kiện mở máy

Điều kiện mở máy: Pmmdc  Pbddc

Vậy: Pmmdc  Pbddcthỏa mãn điều kiên trên

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:

Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần kiểmtra điều kiện quá tải cho động cơ.

Vậy, Động cơ 4A132M4Y3 thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra

2 Phân phối tỷ số truyền :

2.1 T ỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc

2.2 Tỉ số truyền trong hộp giảm tốc

3 Tính toán các thông số trên các trục.

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, các chỉ số “I”,

“II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục công tác.:

3.1 Tính công suất trên các trục :

-Tốc độ quay của trục I : nI = n dc = 1458 (v/ph)

-Tốc độ quay của trục II : nII = 278 , 8

23 , 5

1458 1

-Trục I : TI = 9,55.106

1458

999 , 8

= 58944,07 (N.mm)-Trục II : TII = 9,55.106 2788,55,8 = 292871,23 (N.mm)

-Trục III : TIII = 9,55.106 808,13,34 = 966411,50 (N.mm)

-Trục IV : Tct = 9,55.106 808,,0534 = 956901,92 (N.mm)

3.4 L p b ng k t qu : ập bảng kết quả : ảng kết quả : ết quả : ảng kết quả :

Trục DC I II III Công tácCông suất (kw) 9,09 8,999 8,55 8,13 8,05

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

( Bộ truyền bánh răng côn )

1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu thích hợp là 1 bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiếtmáy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng Chọn vật liệu nào phụ thuộc vào yêucầu cụ thể, tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo, vật tư cung cấp,yêu cầu kích thước nhỏ gọn hay không…

Đây là hộp giảm tốc công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độrắn HB<350 để chế tạo bánh răng đây cũng là nhóm vật liệu thường được sử dụng trongthực tế Để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nhiệt luyện bánh lớn đạt độ rắn thấp hơnbánh nhỏ Cụ thể là thép 45 tôi cải thiện

Tra b ng 6.1 ta ch n ảng kết quả : ọn

Loại bánh răng Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB

Giới hạn bền

b (Mpa)

Giới hạn chảy

ch (Mpa)

Chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 241-285 850 580

Bị động Thép 45 Tôi cải thiện 192-240 750 450

HB của bánh nhỏ thường cao hơn bánh lớn từ 1015 đơn vị

H1 H2 +(1015)HB

 Chọn độ rắn HB bánh nhỏ( bánh chủ động): HB1= 250

Chọn độ rắn HB bánh lớn(bánh bị động): HB2= 235

1 Tính ứng suất cho phép.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H

-Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức

-KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

 Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV KXH=1

S

K

0 min



-SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (B6.2) SH= 1,1

-KHL:hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

KHL=m H H

N

N 01

min 1

H

 =2.250+70= 570 (Mpa) + Với bánh bị động: 0

min 2

1 0

min

H

HL H

S

K

1 , 1

1

2 0

min

H

HL H

S

K

1 , 1

1

540  (Mpa)Với bộ truyền bánh răng côn thì ta chọn H =min( H1 ; H2 )

H = 491 (Mpa)

- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Với bộ truyền được tôi cải thiện hoặc thường hoá ta có:

Hmax = 2 , 8 ch

 H1max=2 , 8 580  1624 (Mpa)

H2max=2 , 8 450  1260 (Mpa)

b Ứng suất uốn cho phép:  F

- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức

- 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 bước tính thiết kế sơ bộ lấy YR.YS KxF=1

K

K

0 min



- SF: hệ số an toàn khi tính về uốn (B6.2) SF= 1,75

- KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1phía nên lấy KFC=1

- KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền

KFL=m F

FE

F N

min 1

F

 =1,8.250=450 (Mpa) + Với bánh bị động: 0

min 2

1 0

min

F

FL F

S

K

75 , 1

1

2 0

1

423  (Mpa)

-Ứng suất uốn khi quá tải:

+Với vật liệu có HB<350 ta có: Fmax = 0 , 8 ch

 F1max=0 , 8 580  464 (Mpa)

F2max=0 , 8 450  360 (Mpa)

3.Tính toán thông số cho bộ truyền cấp nhanh:

(bánh răng côn răng thẳng)

a Xác định sơ bộ chiều côn ngoài R e.

3

2 1

1 2

1

] [

).

1 (

)

1 (

.

H be

be

H R

e

U K K

K T U

K R

1 2

1

] [

).

1 (

)

1 (

H be

be

H R

e

U K K

K T U

K R

3 , 0 1 (

15 , 1 07 , 58944 )

1 23 , 5 (

170 2 )

1 (

2

2 2

09 , 2 5

, 0



be

tm te

K

m m

d Z

chọn Z1 26 răng

1  arctg 

Z

Z arctg



      

11 79 49 10 90

4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn:

[ ]

85 , 0

1

2

1

2 1

2 1

H m

H I H

M

U K T Z

1 ( 2 , 3 88 , 1 cos )]

1 1 ( 2 , 3 88 , 1 [

2 1

-K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H K H.K H.K HV với:

-K H: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều

rộng vành răng Tra bảng (6.21) ta có : K H  1 , 15

-K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp với bánh răng côn răng thẳng

K K T

d b v K

2

1

H

H

) 1 (

1 1

s m n

) 1 23 , 5 (

38 , 55 23 , 4 47 006 ,

d b v K

K H K H.K H.K HV  1 , 15 1 1 , 21  1 , 392 

23,5.38,55.52.85,0

)123,5(.392,1.07,58944

2.87,0.76,1.274

85,0

1

.2

2 1

2 1

2 1

U K T Z

Z

Z

m

H H

77 , 465 45 , 466

% 100 ] [

] [

H cx H

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được tính theo công thức:

85 , 0

.

2

1 1

1 1

m tm

F F

Y Y Y K T



     v à . [ 2]

1

2 2

F

F F F

Trong đó :

-T1: mômen xoắn trên trục chủ động T1  58944 , 07 (N.mm2)

-m tm 2 , 13 môđun pháp trung bình

-b 52 chiều rộng bánh răng

-d m1  55 , 38(mm) đường kính trung bình của bánh răng

-Y : hệ số kể dến độ nghiêng của răng Y  1

-Y : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0 , 578

73 , 1

1 1

-Y F1 và Y F2 hệ số dạng răng được tra bảng (6.18)

Với số răng tương đương:

+ 26 , 47

49 10 cos

26 cos 1

K K T

d b v K

2

1

F F

) 1 (

1

s m n

) 1 23 , 5 (

38 , 55 23 , 4 47 006

K K T

d b v K

K F K F.K F.K FV  1 , 45 1 1 , 16  1 , 68

38 , 55 13 , 2 52 85 , 0

9 , 3 578 , 0 68 , 1 07 , 58944

2

85

,

0

.

2

1

1 1

m tm

F F

F

d m b

Y Y Y K

T  

9 , 3

6 , 3 63 , 85

1

2 1

F

F F

F2  79 , 04  241 , 7  [ F2]

 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải: K qt (hệ số quá tải)

T

T

K qt  max trong đó ta có

-T : là mômen xoắn danh nghĩa

-Tmax: là mômen xoắn quá tải

- Kiểm nghiệm theo điều kiện bền tiếp xúc

 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền về quá tải

7 Các thông số bộ truyền bánh răng côn.

-Chiều dài côn ngoài: R e  173(mm)

-Theo công thức trong bảng 6.19 ta có :

+ Đường kính chia ngoài :

1 1 2 1 cos 1 65  2 2 , 5 cos 10  49   69 , 91



ae e

+Đường kính trung bình.

) 65 55 , 23

173

52 5 , 0 1 ( ) 5 , 0 1

Đây là hộp giảm tốc công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độrắn HB < 350 để chế tạo bánh răng, đây cũng là vật liệu thường được sử dụng trong thực

tế Để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nhiệt luyện bánh lớn đạt độ rắn thấp hơn bánhnhỏ Cụ thể là thép 45

Tra b ng 6.1 ta ch n: ảng kết quả : ọn

Loại bánh

răng Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB Giới hạn bền Giới hạn chảy

Chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 190-240 750 450

Bị động Thép 45 Thường hoá 170-217 600 340

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3= 210

- Chọn độ rắn bánh lớn HB4= 195

2 Tính ứng suất cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H

- Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức

+ZR: hệ số xét đến độ nhẵn của mặt răng làm việc

+ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

 Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV KXH=1

H

S

K

]

min





+SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (B6.2) SH= 1,1

+KHL:hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền

m H

HE

H HL

N

N K

30

, 2

Vì NHE3>> NHO3 v à NHE4>> NHO4

 m H

HE

H HL

N

N K

3

03 3  1 v à m H

HE

H HL

N

N K

+ Với bánh chủ động: H3min 2 210  70  490 (Mpa)

+ Với bánh bị động: H4lim  2 195  70  460(Mpa)

1 , 1

1 490

] [

3

3 0

lim 3

1 460

] [

4

4 0

lim 4

][][

- Với bộ truyền được tôi cải thiện hoặc thường hoá ta có:

Hmax = 2 , 8 ch

 H3max=2 , 8 450  1260 (Mpa)

H4max=2 , 8 340  952 (Mpa)

b Ứng suất uốn cho phép:  F

-Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức

-Y R: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-Y S : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

-Y xF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

 Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy Y R.Y S.Y xF  1

+S F: hệ số an toàn khi tính về uốn (B6.2) S F  1 , 75

+K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do bộ truyền quay 1 chiều và tải

trọng đặt 1 phía nên lấy KFC=1

+K FL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền

m F

FE

F FL

+mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF =6 ( HB1= 210  350)

+N FO: số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về uốn:

6

10 4



FO

N với tất cả loại thép +N FE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

-Vì N FE3N FO v à N FE4 N FO

 m F

FE

F FL

N

N K

N

N K

4

0

4   1 + 0

378

]

[

3

3 0

lim 3

K



200 , 6

75 , 1

351

]

[

4

4 0

lim 4

K



- Ứng suất uốn khi quá tải:

-Với vật liệu có HB<350 ta có: Fmax = 0 , 8 ch

1(

ba H

H a

w

U

K T U

K a

Theo bảng (6.5): K a  43 (răng nghiêng)+ Hệ số: ba tra bảng (6.6) ta có ba  0 , 25 0 , 4

147,3.(

43

.)

1

2 3

2 '

H a

w

U

K T U

5 , 2

9848 , 0 207 2 ) 1 (

cos 2



) 125 36 (

5 , 2 5 , 0 cos

) (

5 ,

+Đường kính vòng chia:

+ 92 , 5

' 22 13 cos

36 5 , 2 cos

. 3



Z m

+ 321 , 2

' 22 13 cos

125 5 , 2 cos

. 4



Z m

+Đường kính lăn:

+ dW3= 92 , 6 ( )

1 47 , 3

207 2 1

2

mm U

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Yêu cầu để đảm bào độ bền tiếp xúc H H



][

)1.(

2

1 2

2

H w

w

H II H

M H

d U b

U K T Z Z

Z



 2 sin

cos 2

 +b: góc nghiêng của răng hình trụ cơ sở: tgb  cos t.tg

với bánh răng không dịch chỉnh ta có:

' 30 20 ) ' 22 13 cos

20 (

) cos

' 32 12 cos 2 2

sin

cos 2

Z





8 , 82 207 4 , 0

' 22 13 sin 83

sin

1 ( 2 , 3 88 , 1 [ cos )]

1 1 ( 2 , 3 88 , 1 [

4 3

72 , 1

1 1

+K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H K H.K H.K HV

+K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng

V  w

 với 92 , 6 ( )

1 47 , 3

207 2 1

2

3 2

d b v K

2

1

H

U

a V g

207 35 , 1 73 002 ,



H v

 12. .. . . 3 12.2928711,52.,8323..921,05,6.1,13 1,016



H II

w w H

d b v K

K H K H.K H.K HV  1 , 05 1 , 13 1 , 016  1 , 205

)(8,4046

,92.47,3.83

)147,3.(

205,1.23,292871

276,0.72,1.274

)1.(

2

3 2

2

d U b

U K T Z Z

Z

w w

H H

Trong đó: +Z V :hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng V<5(m/s); HB<350

8 , 404 410

% 100 ] [

] [

H cx H

207 4 , 0 ) ] [ (

mm a

b

cx H

H w ba

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được tính theo công thức:

.

.

2

3 3

3 2

w w

F F

F

d m b

Y Y Y K T



     v à . [ 4]

1

2 2

F

F F F

-d w3  92 , 6(mm) đường kính trung bình của bánh răng

-Y : hệ số kể dến độ nghiêng của răng 0 , 9045

140

' 22 13 1 140

1 1

-Y F1 và Y F2 hệ số dạng răng được tra bảng (6.18)

- Với số răng tương đương:

K K T

d b v K

2

1

207 35 , 1 73 006 ,

FV T K K

d b v K

K F K F.K F.K FV 1,1.1,37.1,191,79

6 , 92 5 , 2 83

8 , 3 9045 0 58 , 0 19 , 1 23 , 292871

2

.

2

3

3 2

w w

F FV

Y Y Y K

8 , 3

6 , 3 32 , 72

3

4 3

F

F F F

 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.Để tránh biến

dạng hoặc gây mòn lớp bề mặt ta cân kiểm tra các điều kiện

- Kiểm nghiệm theo điều kiện bền tiếp xúc

 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền về quá tải

III KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN

1 Điều kiện chạm trục :

+Gọi khoảng cánh giửa bánh răng số (1) và bánh răng số (3) là x1:

+Khoảng cánh giửa bánh răng số (2) và trục số (3) là x2:

+Tính đường kính sơ bộ cho các trục tính theo công thức:

3

] [ 2 ,

0 

i sb

i

T

d 

- Với: T i : là mômen xoắn trên trục

[  ]: là ứng suất cho phép [  ]  15  30 (Mpa)

- Đường kính sơ bộ của trục III: 3

] [

2 ,

III sb

50 , 966411

2

d d

Vậy bánh răng số (1) và bánh răng số (3) không chạm vao nhau.

- Xét bánh răng số (2) và trục số (III)

 

2 2

2 2

sb III ae w

d d a

x   

2

4 , 54 2

94 , 340 207

Ta có 9 , 33  ( 8  15 ) Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện chạm trục

2 Điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và

đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộpgiảm tốc

- Gọi Xmax: là khoảng cách từ tâm các bộ truyền đến mức dầu cao nhất

-Xmin: là khoảng cách từ tâm các bộ truyền đến mức dầu thấp nhât

- Ứng với cấp nhanh và cấp chậm có Xmax 2;Xmin 2;Xmax 4; Xmin 4

lmin2 b sin 2 5  52 sin 7911 5  46 , 07 (mm)

 46 , 07 128 , 5 ( )

2

94 , 340

2

- Mức dầu tối đa:

Với bộ truyền cấp nhanh có V  4 , 23  1 , 5 (m/s)

8

32

.8

12

4 4

4 max

2 min4

4 4

c Chọn mức dầu chung cho cả hộp:

-Xmax Max[Xmax2;Xmax4] Max[ 118 , 5 ; 122 , 7 ]  122 , 7 (mm)

-Xmin Min[Xmin2;Xmin4] Min[ 128 , 5 ; 152 , 6 ]  128 , 5 (mm)

Vậy X  (Xmin  Xmax)  ( 128 , 5  122 , 7 )  5 , 8 (mm)  0

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn:

3 Kiểm tra sai số vận tốc:

- Điều kiện kiểm tra sai số vận tốc : n = n thuc n n

.100%  4%

Trong đó:

thuc

đc thuc

14585,23

1458 23

, 5 1458

100 % 0 % 4 %

47 , 3 278 47 , 3

278 47

, 3 278

278





bd IItinh

+K : là hệ số chế độ làm việc tra bang 16.1[T 2] với K  1 , 8

- Đường kính trục

4 , 50 6 , 33 42 ).

2 , 1 8 , 0 ( ) 3 , 1 8 ,

Trong đó : d dctra bảng 10p TKCTM với loại động cơ 4A132M4Y3 co d dc  42

Tra bảng 16.10a; 16.10b dựa vào mômen xoắn T  107 , 1722 (N.m) và đường kính36

2

3 0 0

d d

l d D Z

T K



l d D Z

T K

d

28 14 90 4

12 , 59540 8 , 1 2

2

3 0 0

0,1. ... . [ ]

0

3 0

0

u u

Z D d

l T K

2 1

l     

Z D d

l T K

u] (60 80)[

)(02,454

.90.14.1,0

5,41.12,59540.8,1 1,0

3 0

3 0

N D

Có b  600Mpa , ch  340Mpa ,   12  20Mpa

- Đối với trục III :

+ Trục III được mắc với bộ truyền xích bên ngoài, chịu tải và moomen xoắn lớn

Do đó đòi hỏi độ cứng vững của trục phải cao, ta chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện

là phù hợp nhất có độ cứng đạt : HB=200÷210

Có b  750Mpa , ch  450Mpa ,   12  20Mpa

Sơ đồ đặt lực.

3 - Tính sơ bộ trục:

- Tính đường kính sơ bộ cho các trục tính theo công thức:

3

] [ 2 ,

0 

i sb

i

T

d Với: T i : là mômen xoắn trên trục

[  ]: là ứng suất cho phép [  ]  15  30 (Mpa)

- Đường kính sơ bộ của trục I: vì trục I là đầu vào của hộp giảm tốc được nối với trụcđộng cơ thông qua khớp nối.d I 36 mm( )

- Đường kính sơ bộ của trục II: 3

] [

2 ,

II sb

23 , 292871

2 ,

III sb

4 - Xác định các khoảng cách giửa các gối đỡ:

- Khoảng cách giửa các gối đỡ:

Hình 10.10[T.1] trang 193

Theo bảng 10.3 ta có :

-Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đều thành trong của hộpK 1 12 (mm)

-Khoảng cách mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp K 2 12 (mm)

-Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ K 3 15 (mm)

-Khoảng cách chiều cao nắp ổ và đầu bu lông h n 18 mm( )

-Chiều rộng vành răng của cặp bánh răng cấp nhanh b  52 mm( )

-Chiều dài măyơ khớp nối l m12  ( 1 , 4  2 , 5 ) 36  ( 50 , 4  90 )

-Chiều dài măyơ bánh răng trụ nhỏ l m22  ( 1 , 2  1 , 4 ) 40  ( 48  56 )

+Vì chiều rộng bánh răng b 3 83 (mm) chọn l m22  83 (mm)

-Chiều dài măyơ bánh răng trụ lớnl m32  ( 1 , 2  1 , 4 ) 50  ( 60  70 )

 chọn l m23  65 (mm)

- Khoảng cách giữa các điểm đặt lực.

+Với trục I : Vì là hộp giảm tốc bánh răng côn trụ nên theo bảng 10.4[T.1]

Mx (Nmm)

My (Nmm)

Mz (Nmm)

+Lực vòng: 2128 , 71

38 , 55

07 , 58944 2 2 1

m

I t

1 1

.02,76195

02 , 761 95

79.150

174.55

300 79

71 , 2128 55

398 95

M B  A  

) ( 4045 55

1159 150

398 55 150

2

63 1 , 0

75 ,

YA XA A

T M

M

63 1 , 0

07 , 58944 75 , 0 23700 0

3

2 2

2

63 1 , 0

75 ,

0 I YB

XB B

T M

M

63 1 , 0

07 , 58944 75 , 0 117079 37810

3

2 2

2

63 1 , 0

75 ,

0 I

YC XC

C

T M

M

63 1 , 0

07 , 58944 75 , 0 0 4045

3

2 2

Mz(Nmm)

23 , 292871

2

2 3

w

II t

F

F t tw

(N)