kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ.. Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp b

Mục lục

Phần 1: Tính ToáN Hệ DẫN ĐộNG 4

I Chọn động cơ 4

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ 4

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ .5

3 Chọn động cơ 5

II Phân phối tỷ số truyền .6

III Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục 6

Phần 2 :TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY 8

I Tính toán các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc 8

1.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh 8

1.1.Chọn vật liệu 8

1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uấn [σf] cho phép 8

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau 8

b ứng suất uốn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau 9

c - ứng suất quá tải cho phép 10

1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 10

1.4 Xác định các thông số ăn khớp 11

1.5 Tính kiểm nghiệm răng 11

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 11

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 12

c Kiểm nghiệm răng về quá tải 13

2 Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm 14

2.1.Chọn vật liệu 14

2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn [σf] cho phép 14

a ứng suất tiếp xúc cho phép 14

b ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau 15

c - ứng suất quá tải cho phép 16

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 16

2.4 Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là .17

2.5 Tính kiểm nghiệm răng 17

a Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 17

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 18

c - Kiểm nghiệm răng về quá tải .19

2.6 - Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc 20

III – Tính toán bộ truyền xích 21

1.Thiết kế bộ truyền xích 21

b Xác định các thông số của xích và bộ truyền ngoài 21

Tuy nhiên với bớc xích này, bộ truyền sẽ có đờng kính quá lớn, để giảm bớc xích ta sẽ dùng xích nhiều dãy, cụ thể ở đây sẽ dùng 3 dãy xích, khi đó bớc xích đ-ợc chọn từ điều kiện; 22

Pt= P1k kz kn/ kd≤ [P0] 22

= 21,08 / 2,5 = 8,4 kW 22

từ đó ta chọn đợc bớc xích p = 25,4 mm thoả mãn điều kiện mòn Pt <[P0]=11 kW, đồng thời thoả mãn p < pmax 22

c Khoảng cách trục và số mắt xích 22

d Xác định các thông số của đĩa xích 22

2 Kiểm nghiệm xích 23

a Kiểm nghiệm xích về độ bền .23

b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 24

3 Xác định lực tác dụng lên trục 25

III tính toán thiết kế trục 25

1 – Xác định sơ bộ đờng kính trục 26

2 - Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 29

3 xác định đờng kính và chiều dài các trục 30

a - Đối với trục vào (Trục I) 30

b) Đối với trục trung gian (Trục II): 33

c) Đối với trục ra (Trục III): 38

V Tính toán chọn ổ lăn 40

1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc 40

a.Chọn loại ổ lăn 40

b Chọn sơ bộ kích thớc của ổ 40

c Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc 41

2 Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc 42

a.Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền 42

b Chọn sơ bộ kích thớc của ổ 42

c Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc 43

3 Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc 44

b Chọn sơ bộ kích thớc của ổ 44

c Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc 44

VI Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và ăn khớp 46

1.Tính kết cấu của vỏ hộp 46

2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 48

3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 48

4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 48

5.Điều chỉnh sự ăn khớp 48

VII tính kết cấu các chi tiết 48

1 Kết cấu trục 48

2 Kết cấu bánh răng 50

3 Các chi tiết khác 50

VIII Bảng thống kê các kiểu lắp Ghép đã sử dụng 52

tài liệu tham khảo 54

Phần 1: Tính ToáN Hệ DẫN ĐộNG

Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những u điểm và nhợc điển nh sau:

* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợp không khai triển

Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thờng

* Nhợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của động cơ lên

I Chọn động cơ.

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định bằng công thức:

Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr 94), ta đợc các hiệu suất: ηol= 0,99, ηbr= 0,97, ηk= 1, ηd= 0,97 (bộ truyền xích để hở )

Thay số vào ta đợc : η = 0,994 O,972 1.0,97.= 0,876,

β : hệ số xét đến chế độ tải trọng

8

39,08

51

t

t T T

Công suất tơng trên trục của động cơ là :

Ptđ = Plv .β /η =4,675 0,964 / 0,876 = 5,14 (kW)

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Theo công thức (2.8) nsbđc = nlv usb

+ usb: là tỉ số truyền sơ bộ

Theo bảng 2.4- [1], ta sẽ xác định đợc tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần phải

có để đáp ứng đợc nhu cầu của bộ phận kéo tải

usb= usbh usbx ; trong đó:

usbx: là tỉ số truyền bộ truyền xích, chọn usbx= 3

usbh: là tỉ số truyền hộp giảm tốc, chọn usbh= 16 vậy usb= 3.16=48

Theo bảng phụ lục P1.1 - [1], Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : K132M4

đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ truyền

Các thông số kĩ thuật của động cơ K132M4 nh sau :

Pđc = 5,5(kW) ; nđc = 1445(vg/ph); Tmm/T = 2 dđc = 32 mm

II Phân phối tỷ số truyền

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Usbđc = Usbh.Usbx

Mặt khác tỷ số truyền chung của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

16,4830

n

n

U

Chọn Uxich = 3 ⇒ Uhộp = 48,16/3 = 16,05 ;

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: U h =U1.U2

Trong đó: - U1 là tỉ số truyền cấp nhanh

14451

3,

07,5.10.55,

(N mm)

Phần 2 :TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY

I Tính toán các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ Cho nên dạng hỏng chính

mà bộ truyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suất giới hạn [σH] cho phép Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại

để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là σH không đợc lớn hơn giá trị [σH] cho phép

1.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh

1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH ] và ứng suất uấn [σf ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau

KHL= 6

HE

HO NN

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 1 2

6 4

, 2 4

, 2 1 1

10.7,6170.30

30

10.7,7180.30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

(T /T ) t .n

c.60

NHE = i ∑ i max 3 i i

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:NHE2 =60.ci.∑(Ti/Tmax)3 t.i.ni

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

7 2

7 3

3

8

3.)9,0(8

51.10000.3,294

U.NN

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1.430

1 lim

H HL

o H H

1.410

2 lim

H HL

o H H

xF S R lim F F

KFL= 6

FE

FO NN

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

(T /T ) t .n

c.60

NFE = i ∑ i max mF i i

Với mF = 6

Vậy với bánh răng lớn ta có: NFE =60.ci.∑(Ti /Tmax)6 t.i.ni

Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có

6 2

7 6

6

8

3.)9,0(8

51.10000.3,294.1

U.NN

FL 1

FO 2 FE

1 2 FE 1

1.424

1 lim

F FL

o F F

1.306

2 lim

F FL

o F F

1

a H

H

u

K T

ψσ

aω 1≥ 49,5.(4,91+1) 156

4,0.91,4.373

1.202,1.349003

=

u m

M

U b

U K T d

Z Z Z

)1.(

2

22

12,388,1112 1

=

52,69,4/155.97,3.73.004,0

26,11.202,1.34900.2

5,52.70.52,61

2

1

1 1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o H H

H H

H Hv

ω

α β

ω ω

δν

ν

60000

1445.5,52.14,360000

π

m/s < 6 m/s theo bảng 6.13 - [1],ta có cấp chính xác động học là 8

)19,4.(

51,1.34900.25

,52

877,0.76,1

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [σH] = [σH] ZRZVKxH.Với v = 4,6 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 8 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 1,25ữ0,63 àm

⇒ ZR = 1 với da< 700mm ⇒ KxH = 1 Vậy [σH] = 373.1.1.1 = 373 MPa

Do σH =343 < [σH] =373 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay:

σF ≤ [σF]

Do 2.bT..dK ..Ym

1

1 F F 1 1

F

ω ω

04,421

2 2

1 1

F

F

Y Z

Y Z

=+

=

93,179,4/155.97,3.73.011,0

77,11.222,1.34900.2

5.52.70.93,171

2

1

1 1

1 1

m o F F

F F

F Fv

u

a v g

K K T

d b K

ω

α β

ω ω

δν

Vậy ta có: 66

5,2.5,52.70

04,4.17,2.34900.2

21 1

1 1

m d b

Y K

T F F

F

ω ω

MPa MPa

F F

F F

17959

18966

1 2

1 1

σσ

σσ

c Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax và ứng suất uốn cực đại σF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

σ

=σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

5,1.59

.28099

5,1.66

.980420

5,1.343

max 2 2

max

max 1 1

max

max 1 1

max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

σσ

σ

σσ

σ

σσ

2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH ] và ứng suất uốn [σf ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.

, 2 4

, 2 4 4

6 4

, 2 4

, 2 3 3

10.7,6170.30

30

10.7,7180.30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

(T /T ) t .n

c.60

max i i

HE = ∑

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: N HE4 =60.c i.∑(T i/Tmax)3.t i.n i

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

6 2

7 3

3

8

3.)9,0(8

51.10000.90

1 4

HE

HE HE

K N

N

U N N

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

1,1

1.430

3 lim

H HL

o H H

1.410

2 lim

H HL

o H H

xF S R lim F F

F =σ K

Theo bảng 6.2 - [1], ta có công thức xác định σ°Flimvà SF nh sau:

σ°Flim= 1,8.HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

(T /T ) t .n

c.60

NFE = i ∑ i max mF i i

Với mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: NFE =60.ci.∑(Ti /Tmax)6 t.i.ni

Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có

6 2

7 6

6

8

3.)9,0(8

51.10000.90.1

1 4

FE

FE

N N

U N N

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

75,1

1.424

3 lim

F FL

o F F

1.306

4 lim

F FL

o F F

2

a H

H

u

K T

ψσ

β (mm)

cos

2 2

+

=+

=

u m

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

β = arccos[(m.Zt)/(2.aω 2)] = arccos[(2,5.121/(2.185)] = 35,158 0

2.5 Tính kiểm nghiệm răng

a Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH≤ [σH] = 382 (MPa)

Do σH =

m

m H H

M

U b

U K T d

Z Z Z

)1.(

2

035,32cos.22

sin

cos2

Theo công thức 6.35: tgβb=cosαt tgβ;

2 2

=+

=

44,132,3/185.32,1.73.002,0

03,113,1.025,1.82250.2

64,85.45.44,11

2

1

1

1

m o H H

H H

H Hv

u

a v g

K K T

d b K

ω

α β

ω ω

δν

)132,3.(

2,1.82250.264

,85

85,0.49,1

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v =1,34 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =

10ữ40 àm Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm ⇒ KxH = 1

⇒ [σH] = 382.1.0,9.1 = 344 MPa

Nhận thấy rằng σH = 306 (MPa) < [σH] = 344 (MPa) do đó bánh răng nghiêng

ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay: σF≤ [σF]

Mà

m.d.b

Y.K.K.T.2

1

1 F Fv F 1 1

F

ω ω

)/(cos

65,351

)/(cos

2

3 2

2

1

3 1

1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z

ββ

Tra bảng 6.18- [1],

=

3,432,3/185.32,1.73.006,0

07,137,1.025,1.82250.2

64,85.45.3,41

2

1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

ω

α β

ω ω

65,3.714,0.75,0.92,1.82250.2

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

F

ω ω

ε β

MPa MPa

F F

F F

17863

18864

1 2

1 1

σσ

σσ

c - Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax và ứng suất uốn cực đại σF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

σ

=σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

955,1.63

.28295

5,1.64

.952

3755,1.306

max 2 2

max

max 1 1

max

max 2 max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

σσ

σ

σσ

σ

σσ

σ

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.

2.6 - Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc

Điều kiện bôi trơn : 1,1 <c < 1,3

dw4 = Um2 dw3 =3,32.85,64 = 284,33 mm

dw2 = 257,25 mm Với c = dw4 /dw2 = 1,105

Trong đó :

-dw4 :đờng kính vòng lăn của bánh răng lớn của cấp chậm

-dw2 :đờng kính vòng lăn của bánh răng lớn của cấp nhanh

Do đó thoả mãn điều kiện bôi trơn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

III Tính toán bộ truyền xích –

+ áp suất trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều : P0 = Ft/A ≤ [P0]

Theo điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích :

Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]

Trong đó công suất tính toán : Pt = P.k.kz.kn

Pt , P , [P] lần lợt là công suất tính toán ,công suất cần truyền , công suất cho phép

kc = 1,25(bộ truyền làm việc 2 ca),

kbt = 1,3 (môi trờng bôi trơn có bụi chất lợng bôi trơn II,bảng 5.7 )

Pt= P1k kz kn/ kd≤ [P0]

= 21,08 / 2,5 = 8,4 kW

từ đó ta chọn đợc bớc xích p = 25,4 mm thoả mãn điều kiện mòn Pt <[P0]=11

kW, đồng thời thoả mãn p < pmax

2 2 1 2

.5,

Theo bảng 5.10 (trang 86) với p = 25,4, n = 200 vg/ph thì [s] = 8,2

Ta có s > [ s ] : bộ truyền xích đã thiết kế đảm bảo đủ bền

b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.

Đĩa chủ động : chọn cùng vật liệu với đĩa chủ động

* Điều kiện để đĩa xích thoả mãn về độ bền tiếp xúc là:

r H

k A

E F K F k

47,

Do đó đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa dẫn

Tơng tự với Z2 = 75 ⇒ kr = 0,22 ; vật liệu có E = 2,1.105 , thay số:

σH2= 236,24 MPa < [ ]σH = 600 MPa

Với vật liệu trên thì đĩa xích thoả mãn về độ bền

3 Xác định lực tác dụng lên trục

Fr = kx.Ft ; Vì bộ truyền nằm ngang ⇒ kx = 1,15

Fr = 1,15.5126,3 = 5895,25 N

III tính toán thiết kế trục

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 cải thiện ,tôi cóσb= 800 MPa

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 30 Mpa

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm (Hình 1)

1 Xác định sơ bộ đ– ờng kính trục

Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thờng trục đợc chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đờng kính khác nhau) có nh vậy mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục,tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa đợc thuận lợi hơn Tại các tiến diện thay đổi đờng kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

di ± 1 = di± ∆d (mm)

Trong đó: - Dấu (+) ứng với trờng hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn

- Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn

- ∆d = 5ữ10 mm Đối với vai trục thì ∆d =10 còn không thì ∆d =5

Do mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục Vì trục cũng

là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục Cho nên giữa

đờng kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

[ ]

3

.2,0

Td

τ

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- [τ]= 12 ữ30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [τ] xuống

Vì động cơ truyền mômen xoắn qua khớp nối vòng đàn hồi nên đờng kính trục vào của hộp giảm tốc đợc tính theo công thức kinh nghiệm:

d1 = (0,8 1,2) dđc , dđc = 32 mm

d1 = (0,8 1,2) dđc = (0,8 1,2) 32 = 25,6 ữ38,4 mm ,

chọn sơ bộ d1 = 30 mm

Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ khớp trục đàn hồi là dk = 32 mm

Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d11 = 40 mm

Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ lắp hai ổ lăn là d10 = d12 = 35 mm

* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác định sơ bộ nh sau:

d = (0,3 ữ 0,35).aω 1 =(0,3 ữ 0,35).155 = 46,5ữ 54,25 mm

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là: d22 =50 mm.Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng nghiêng là: d21 = d23 = 45 mm.Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ lắp hai ổ lăn là d20 = d24 = 40 mm

* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:

[ ] 0,2.(12 30) 44,16 59,93

546800

2,

Vậy ta chọn đơng kính trục lắp bánh răng hai nghiêng bị động là :

d = 55 mm

Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ lắp hai ổ lăn là d30 = d33 = 35 mm

Chọn sơ bộ đờng kính trục tại chỗ lắp đĩa xích là dx = 32 mm

Ta có dtb = ( d1 + d2 + d3 ) = ( 30 + 50 + 55 ) = 45 mm

Tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn cần lắp là : b0 = 25 mm

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tới kích thớc của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta phải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó

để định các thông số hình học cho các trục khác

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc: