đồ an thiet kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục đh bk

Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)= 5kw Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(vp) =65Thời gian phục vụ, L(năm)=5Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ.(1 năm làm việc 310 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).Chế độ tải: T1 = T ; t1=45 giây; T2 =0.7T ; t2=21 giây

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

Sinh viên thực hiện:

Ngành đào tạo: KỸ THUẬT CHẾ TẠO

Giáo viên hướng dẫn:

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Phương án số:3

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh

răng trụ 2 cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn (quay một

chiều tải va đập nhẹ 1 ca làm việc 8h)

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)= 5kw

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =65

Thời gian phục vụ, L(năm)=5

Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 310 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T ; t1=45 giây; T2 =0.7T ; t2=21 giây

YÊU CẦU

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

MỤC LỤC

MỤC LỤC 3

LỜI NÓI ĐẦU 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

1.1 Chọn động cơ 6

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống 6

1.1.2 Tính công suất động cơ 6

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 6

1.1.4 Chọn động cơ điện 6

1.2 Phân phối tỷ số truyền 6

1.3 Bảng đặc trị 7

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 9

2.1 Thiết kế bộ truyền xích 9

2.1.1 Chọn loại xích 9

2.1.2 Thông số bộ truyền 9

2.1.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 10

2.1.4 Xác định thông số đĩa xích 11

2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục 12

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 13

2.2.1 Chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng 14

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép của 2 cấp bánh răng 14

2.2.3 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 16

2.2.4 Tính bộ truyền bánh răng cấp nhanh 20

2.3 Thiết kế trục – chọn then 26

2.3.1 Thiết kế truc 26

2.3.2 Xác định lực tác dụng lên các trục, đường kính các đoạn trục 29

2.3.3 Chọn và kiểm nghiệm then và trục 35

2.4 Tính toán ổ lăn 39

2.5 Khớp nối trục đàn hồi 46

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ

LẮP GHÉP 48

3.1 Chọn thân máy 48

3.2 Các chi tiết liên quan đến kết cấu hộp giảm tốc 50

3.3 Các chi tiết phụ khác 52

3.4 Bôi trơn hộp giảm tốc 53

3.5 Dung sai và lắp ghép 53

KẾT LUẬN 56

TÀI LIỆU THAM KHẢO 57

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án Thiết kế là một môn học cơ bản đầu tiên của ngành cơ khí,môn học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này Thông qua Đồ án giúp sinh viên vận dụng kiến thức đã học ở các môn vào thiết kế chi tiết máy cụ thể, đồng thời giúp sinh viên ôn tập lại các kiến thức đã học ở các môn như Vẽ cơ khí, Chi tiết máy, …Từ các kiến thức bổ trợ ở từng môn này, sinh viên có thể tổng hợp và đưa ra phương pháp giải các bài toán cơ khí cụ thể, biết cách sáng tạo và đổi mới

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với

sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy

cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Đại học Bách Khoa, tháng 5 năm 2018

Sinh viên thực hiện

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống

 tra bảng 2.3 [1] ta chọ hiệu suất như sau:

 ηck= 1 : hiệu suất nối trục duy động (một nối trục duy động)

 ηbr1 = 0,98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1

 ηbr2 = 0,98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2

 ηx = 0,93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

 ηol = 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ( 4 cặp ổ lăn)

 hiệu suất của hệ thống:

η= ηck ηbr1 ηbr2 ηx ηol= 1.0,98.0,98.0,93.0,994=0,858

1.1.2 Tính công suất động cơ

 Công suất tính toán:

 Công suất cần thiết trên động cơ:

Pct = 𝑃𝑡

η = 4,58

0,858 = 5,338 kw

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Số vòng quay trên trục công tác: nlv= 65 (v/phút)

 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống

uch= uh.ux= 8.2,5 =20

 Trong đó

 uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc của bánh răng trụ 2 câp uh = 8÷40

 ux là tỷ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn ux = 2÷5

 số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv nch = 65.20= 1300 (vòng/phút)

1.1.4 Chọn động cơ điện

 đều kiện chọn động cơ: Pdc ≥ Pct và ndc≈nsb

 tra mục lục bảng 1.3 [1] ta chọn động cơ 4A112M4Y3

 bảng thông số động cơ:

Kiểu động cơ

Công suất

 tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

ut = ux uh = ux u1 u2 = 𝑛𝑐𝑑

𝑛𝑙𝑣 =

1425

65 = 21.923

 u1 tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh

 u2 tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

a phân phối công suất trên các trục

(mặc dù tta chọ động cơ bằng công suất dẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông số kỹ thuật ta lại dùng động cơ làm việc tối đa ở đây là 5 kw)

Ttt = 9,55.106 𝑃

𝑛 𝑐𝑡 = 9,55.106.5

65 = 734615,38 Nmm Bảng thông số kỹ thuật :

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 Thiết kế bộ truyền xích

2.1.1 Chọn loại xích

 Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3:

Ta có P3 = 5,431kw với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 178,13 vg/ph

 Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

2.1.2 Thông số bộ truyền

 Theo bảng 5.4 [1] với ux = 2,74 chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25

 Số rang đĩa xích lớn z2 = ux. z1 = 25.2,74 =68,5 răng => chon z2= 69 răng

(đk là ux. z1 < zmax (120 răng với xích ống, xích con lăn à 140 với xích răng )

 Tỷ số truyền chính xác của bộ truyền xích

k = k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1,2.1,45.1,3 = 2,262

(dựa vào công thức 5.4[1], bảng 5.6[1] và bảng 5.7[1] để chọn)

Với: k0 =1 đường nối 2 tâm của so với đường nằm ngang < 600

ka =1 khoảng cách trục a = (30 ÷ 50)pc

kđc = 1 vị trí điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

kđ = 1,2 tải trọng động va đập nhẹ

kc =1,45 làm việc 3 ca

kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi chất lượng bôi trơn loại II

 Theo bảng 5.5 [1] với n01 =200vg/ph, chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích

pc = 31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

2 (69−25

2𝜋 )2.31,75

1270 = 128,226

(kf = 6;4;2 ứng với bộ truyền nằm ngang ngang, nghiên một góc trên

400 và dưới 400 so với phương nằm ngang)

+ kđ = 1,2 hệ số tải trọng động ( tải trọng động va đập nhẹ)

+ Fvđ1 = 13.10-7n3.pc m = 13.10-7.178,2.31,753.1=7,41N lực va đập trên m dãy xích

+ E = 2.E1.E2/( E1+E2) =2,1.105 MPa (modun đàng hồi)

+ A = 262mm2 diện tích hình chiếu của bản lề (với pc =31,75 tra bảng 5.12[1])

 𝜎𝐻1= 0,47.√0,42(2301,27.1,2 + 7,41) 2,1.105

262.10 −6 1 = 453,78 MPa

- đĩ𝑎 xích 2:

𝜎𝐻2= 0,47.√𝑘𝑟2(𝐹𝑡 𝑘đ+ 𝐹𝑣đ2)𝐸/𝐴𝑘𝑑)

+ kđ = 1,2 hệ số tải trọng động ( tải trọng động va đập nhẹ)

+ Fvđ2 = 13.10-7ntt.pc m = 13.10-7 65,01.31,753.1=2,7N lực va đập trên m dãy xích

+ E = 2.E1.E2/( E1+E2) =2,1.105 MPa (modun đàng hồi)

+ A = 262mm2 diện tích hình chiếu của bản lề (với pc =31,75 tra bảng 5.12[1])

 𝜎𝐻2= 0,47.√0,22(2469,49.1,2 + 2,7) 2,1.105

262.10 −6 1 = 339,91MPa

 ứng suất tiếp xúc trên mặt đĩa 𝜎𝐻1 và 𝜎𝐻2nhở hơn ứng suất cho phép [𝜎]

ứng suất cho phép [𝜎] tra trong bảng 5-11[1] ta có chọn thép 45 tôi cải thiệnđộ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎] =600Mpa

 răng đĩa xích 1 và 2 đảm bảo độ bền tiếp xúc

cấp chậm

Tỷ số truyền u2 = 2,828

Số vòng quay trục dẫn n2 = 503,9 vg/ph Momem xoắn T trên trục dẫn T2 = 106094,26Nmm

2.2.1 Chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng

 do bộ truyền có tải trọng trung bình không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm nhất thống hóa trong thiết kế theo bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

 bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có 𝜎b1 = 850MPa

o giới hạn mỏi tiếp xúc :

- vơi thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.2[1] ta có:

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0 = 2HB + 70 và SH = 1,1

 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚10 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa

 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚20 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa

o Giới hạn mỏi uốn :

- vơi thép 45 tôi cải thiện tra bảng 6.2[1] ta có:

 NFO1 = NFO2 = NFO = 4.106 (số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn)

o Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo sơ đồ tải trọng:

- NHE = 60c∑( 𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥)

𝑚𝐻 3

.ni.ti

= 60.c.ni.[ (𝑇1

𝑇)3 𝑡1 + 𝑡2 (𝑇2

𝑇)3] Với: mh = 6 do HB ≤ 350

C = 1 số lần ăn khớp trong một lần quay

 Ta thấy thấy [𝜎𝐻] = 504,545 < 1,25[𝜎𝐻2] = 1,25.490,91 = 613,6 (MPa)

(thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép)

o ứng suất uốn cho phép: (công thức 6.2a[1])

o xác định modun: theo công thức 6.17[1] ta có

mn =(0,01 ÷ 0,02)aw= 1, 4 ÷2,8 mm tra bảng 6.8[1] ta chọn trị số tiêu chuẩn của modun mn = 2mm

o chọn sơ bộ góc nghiêng răng 𝛽 = 100

o số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31[1] ta có:

o tính lại góc nghiêng răng:

𝑑2 = 𝑚𝑧2

𝑐𝑜𝑠𝛽 =

2.1020,986 = 206,9 𝑚𝑚

o Để cải thiện chất lượng ăn khớp, với z1=36 < 30 chọn dịch chỉnh góc với:

x1=0 và x2= 0 (theo lời khuyên trang 103[1]) => Suy ra: xt=0

o Đường kính vòng lăn

dw1 = 2aw2

um+ 1=

2.1402,833 + 1= 73 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

o theo công thức 6.33[1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

𝛼t = 𝛼tw = arctg(tg𝛼/cos 𝛽) = arctg(tg20/0,986) =20015’

(với 𝛼t là góc profin răng và 𝛼tw là góc ăn khớp)

-Do đó theo 6.34[1] ta có: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2 cos (𝛽𝑏)/sin (2 𝛼𝑡𝑤) = √2 cos (907′)/sin (2 20015′) = 1,74

- 𝑍𝜀 hệ số kể đến sự trừng khớp của răng được xác định như sau:

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻.go.v√𝑎𝑤2⁄𝑢𝑚 = 0,002.73.1,93.√140 2,833⁄ =1,98

Trong đó theo bảng 6.15[1] 𝛿𝐻 = 0,002, theo bảng 6.16[1] go = 73

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

KHv = 1+ 𝑣𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1

2.𝑇2𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼 = 1 + 1,98.140.0,4.73

2.106094,26 1,08.1,13 = 1,031 (𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba , 𝐾𝐻𝛽 bảng 6.7[1] đã tra ở phần trước)

− KH là hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: theo công thức 6.39[1]

KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼.KHv = 1,08.1,13.1,031= 1,26

-bề rộng bánh răng: 𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba = 140.0,4= 56

 𝜎𝐻 = ZM.ZH.Z𝜀.√2 𝑇2 𝐾𝐻(𝑢𝑚+ 1) (𝑏⁄ 𝑤𝑢𝑚𝑑𝑤12 )

= 274.1,74.0,77√2 106094,26 1,26(2,833 + 1) (56.2,833 73,04⁄ 2) = 403,95 MPa

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1[1] với v = 1,93 m/s < 5m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra= 2,5 … 1,25µm, do đó ZR = 0,95 với da

< 700mm KxH = 1 do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻].Zv.ZR.KxH = 504,545.1.0,95.1 = 479,32

 Ta có [𝜎𝐻] > 𝜎𝐻, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

o theo công thức 6.43[1] điều kiện bền uốn:

Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18[1] ta có :

YF1 = 3,72

YF2 = 3,6

Với mn = 2 mm Ys = 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay)

KxF = 1 (da < 400) do đó theo công thức 6.2[1] và 6.2a[1]

[𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1].YR.YS.KxF = 257,14.1.1,032.1 = 265,37 MPa

[𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2].YR.YS.KxF = 241,71.1.1,032.1 = 249,44 MPa

Theo công thức 6.43[1] và 6.44[1] ta có

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 2,2 Theo công thức 6.48[1] ứng suất tiếp xúc cực đại:

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻.√𝐾𝑞𝑡 = 403,95 √2,2 = 599,15 MPa < [𝜎𝐻] 𝑚𝑎𝑥12=1260 MPa

Theo 6.49[1] ứng suất uốn cực đại:

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 Kqt = 92,6.2,2 = 203,72 MPa <[𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥= 464 MPa

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 Kqt =89,6.2,2 = 197,12 MPa <[𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥= 360 MPa

 Vậy bánh răng đảm bảo về độ bền quá tải

f Các thông số bộ truyền cấp nhanh

Đường kính đáy răng df1=d1-2,5m=68 df2 = 202

o Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên ta chọn aw = aw1 = aw2 = 140mm

Vì chọn aw1 theo aw2 nên ta tính lại 𝜓𝑏𝑎 từ công thức 6.15a ta có:

o Xác định modun: theo công thức 6.17[1] ta có

mn =(0,01 ÷ 0,02)aw= 1, 4 ÷2,8 mm tra bảng 6.8[1] ta chọn trị số tiêu chuẩn của modun mn = 2mm

o Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 𝛽 = 100

o Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31[1] ta có:

𝑑2 = 𝑚𝑧2

𝑐𝑜𝑠𝛽 =

2.1020,986 = 206 𝑚𝑚

o Để cải thiện chất lượng ăn khớp, với z1=36 < 30 chọn dịch chỉnh góc với:

x1=0 và x2= 0 (theo lời khuyên trang 103[1]) => Suy ra: xt=0

o Đường kính vòng lăn

dw1 = 2aw2

um+ 1=

2.1402,833 + 1= 73 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

o Theo công thức 6.33[1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

(với 𝛼t là góc profin răng và 𝛼tw là góc ăn khớp)

-Do đó theo 6.34[1] ta có: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2 cos (𝛽𝑏)/sin (2 𝛼𝑡𝑤) = √2 cos (907′)/sin (2 20015′) = 1,74

- 𝑍𝜀 hệ số kể đến sự trừng khớp của răng được xác định như sau:

Hệ số trùng khớp dọc: 6.37[1]

Theo công thức 6.42[1] ta có:

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻.go.v√𝑎𝑤1⁄𝑢𝑚 = 0,002.56.5,45.√140 2,833⁄ = 4,3

Trong đó theo bảng 6.15[1] 𝛿𝐻 = 0,002, theo bảng 6.16[1] go = 56

-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

KHv = 1+ 𝑣𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1

2.𝑇1𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼 = 1 + 4,3.42.73,04

2.38669,12 1,03.1,09 = 1,15 (𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba , 𝐾𝐻𝛽 = 1,03 bảng 6.7[1] đã tra ở phần trước)

− KH là hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: theo công thức 6.39[1]

KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼.KHv = 1,03.1,09.1,15= 1,29

-Bề rộng bánh răng: 𝑏𝑤 = aw1.𝜓ba = 140.0,3= 42

 𝜎𝐻 = ZM.ZH.Z𝜀.√2 𝑇1 𝐾𝐻(𝑢𝑚+ 1) (𝑏⁄ 𝑤𝑢𝑚𝑑𝑤12 )

= 274.1,74.0,77√2 38669,12 1,29(2,833 + 1) (42.2,833 73,04⁄ 2) = 284,9 Mpa

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1[1] ta có độ rắng mặt răng HB ≤ 350, Zv = 0,85v0,1 = 0,85.5,450,1 = 1 ; với cấp chính xác là 8 ta gia công đạt độ nhám Ra= 2,5 … 1,25µm, do đó ZR = 0,95 với da < 700mm KxH = 1 do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻].Zv.ZR.KxH = 504,545.1.0,95.1 = 479,32

 Ta có [𝜎𝐻] > 𝜎𝐻, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

o Theo công thức 6.43[1] điều kiện bền uốn:

Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18[1] ta có

YF1 = 3,72

YF2 = 3,6

Với mn = 2 mm Ys = 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay)

KxF = 1 (da < 400) do đó theo công thức 6.2[1] và 6.2a[1]

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 12,2 Theo công thức 6.48[1] ứng suất tiếp xúc cực đại:

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻.√𝐾𝑞𝑡 = 284,9 √2,2 = 422,57 MPa < [𝜎𝐻] 𝑚𝑎𝑥12=1260 MPa

Theo 6.49[1] ứng suất uốn cực đại:

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 Kqt = 49,45.2,2 =108,8 MPa <[𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥= 464 MPa

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 Kqt = 47,85.2,2 = 105,27 MPa <[𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥= 360 MPa

 Vậy bánh răng đảm bảo về độ bền quá tải

f Các thông số bộ truyền cấp nhanh

Đường kính đáy răng df1=d1-2,5m=68,02 df2 = 202

Góc profin răng 𝛼𝑡 = 20015’

 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền

 i=0 và 1 :các tiết diện trục lắp ổ

 i=2.s : với s là số chi tiết quay

 l k1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

 l mki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 l cki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc trên gối đỡ

 b ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

b Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

o Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền: σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép    15 30MPa

c Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức 10.9[1] ta có:

3

= (12,1 ÷ 15,2)mm

 Chọn d2 = 35mm vậy chiều rộng ổ lăn bo2 =21mm (bảng 10.2[1])

o Trục III: với T

D3≥ √𝑇3

2[𝜏]

3

= √291055,28 2.(15÷30)

3

= (16,9 ÷ 21,3)mm

 Chọn d3 = 50 mm vậy chiều rộng ổ lăn bo3 =27mm (bảng 10.2[1])

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

o Dựa vào thông số bảng 10.3[1] ta chọn:

 k1 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 = 12 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

 k3 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 hn = 18 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra (Bảng 16.10a [1]))

 Lực bộ truyền xích: Fx = Fr = 2646,46 N (tính ở phần xích)