Thiết kế hệ dẫn động xích tải (hộp giảm tốc khai triển) đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải (hộp giảm tốc khai triển) đồ án chi tiết máy 1 – Động cơ điện; 2 nối trục đàn hồi; 3 – Hộp giảm tốc; 4 – bộ truyền xích; 5 – xích tải Số liệu thiết kế : Tmm =1,4T_1 ; T_2=0,8T_1 t_1=4 (h) t_2=3 (h) t_ck=8 (h) + Lực kéo xích tải :F = 7600 N; + Vận tốc xích tải : v = 0,75 ms; + Số răng đĩa xích tải: z = 9 + Bước xích tải: p = 125(mm); + Thời gian phục vụ : l_h= 21000 (h); + Số ca làm việc: 1 + Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: = 30’ + Đặc tính làm việc: êm va đập nhẹ, va đập vừa.

KHOA CÔNG NGHỆ THÔNG TIN

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Họ và tên sinh viên :

Giảng viên hướng dẫn :

Hà nội, năm 2020

Giảng viên hướng dẫn

Hà Nội, ngày tháng 12 năm 2020

Sinh viên thực hiện

-ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải như hình sau:

1 – Động cơ điện; 2- nối trục đàn hồi; 3 – Hộp giảm tốc; 4 – bộ truyền xích; 5 – xích tải

+ Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: = 30’

+ Đặc tính làm việc: êm va đập nhẹ, va đập vừa

CHƯƠNG I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ.

a Động cơ điện một chiều.

- Kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp và hệ thống động cơ – máy phátcho phép thay đổi trị số của mô men và vận tốc góc trong một phạm vi rộng đảmbảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong cácthiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thì nghiệm v v

b Động cơ điện xoay chiều.

- Động cơ ba pha gồm hai loại: Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba phakhông đồng bộ (Động cơ ba pha không đồng bộ lại gồm có kiểu rôto dây cuốn

và kiểu rôto lồng sóc)

- Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, dùng với các hộpgiảm tốc) nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc

1.1.2 Xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện là P ct và được tính theo công thức:

P ct=P t

η

Trong đó : P ct - công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t - là công suất tính toán trên trục máy công tác ( kW)

η - là hiệu suất truyền động của toàn bộ hệ thống

P i – Công suất tác dụng trong thời gian t i.

1000 √14400 + (0,8 ) 2 10800

b Tính hiệu suất truyền động η

Dựa vào bảng 2.3 trang 19 Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:+ Hiệu suất của bộ truyền xích : η x= ¿ 0,96;

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : η br= ¿ 0,97;

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn : η ol= ¿ 0,99;

+ Hiệu suất của khớp nối trục : η k= ¿1;

Vậy ta tính được hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

η = ηx ηbr2 ηol3 ηk= 0,96.0,97 2 0,99 3 1 = 0,88

⇒ Pct = Pt

η =

5,24 0,8 8 = 5,95 ( kW ).

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

Tỉ số truyền toàn bộ u t của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức:

u t=u x u HGT

Trong đó: (Dựa vào bảng 2.4 tr21)

+ u x− ¿ tỉ số truyền của truyền động xích và ta chọn u x=3,15;

+ u HGT− ¿ tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn u HGT= 8;

v – vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s);

Z – số răng đĩa xích tải;

t – bước xích của xích tải (mm)

Dựa vào bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với P ct=5,59(kW ) và

n đb=1500 (vòng/phút) ta dùng động cơ 4A132S4Y3 có các thông số:

Công suất

(kW)

Vận tốc quay (vòng/phút) cos φ η %

T max

T dn

T K Tdn

Ta thấy: P = 7,5 > P ⇒ Thỏa mãn

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

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng lực ỳ của

hệ thống Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:

Pmm dc ≥ Pbd dc

Trong đó : +P mm dc − ¿ Công suất mở máy của động cơ (kW);

Pmmdc =(Tk

Tdn) P đc=2,0.7,5=15(kW)

+T k ,T dn− ¿ momen khởi động và momen danh nghĩa của động cơ;

+ Pbd dc – công suất cản ban đầu trên trục động cơ;

P bd dc

=η P lv dc = 0,88 5,59= 4,92 (kW)

Từ đó, ta thấy động cơ trên thỏa mãn điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức :

ut = nđc

nlv =

1455

40 = 36,36

Trong đó: nđc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút);

nlv – số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút);

1.2.1.Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

- Chọn tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc un=3,15 (bảng 2.4 tr21)

1.2.2.Tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

- Tính tỷ số truyền cấp nhanh (u1¿ và tỷ số truyền cấp chậm (u¿¿2).¿

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc được tính theo công thức:

uHGT=ut

un =

36,36 3,15 = 11,54

- Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ :

1.3 Tính toán các thông số trên trục

1.3.1.Tính công suất trên các trục

Plv = Pt d = 5,24 (kW)

P3=Plv

ηx =

5,24 0,9 6 = 5,46 (kW)

P2=P3

ηol ηbr =

5,46 0,99.0,97 =5,69 (kW)

P1=P2

η ol η br

=5,690,99.0,97 = 5,9 (kW)

Pđc=P1

ηol ηk =

5,9 0,99 1=5,96 (KW )

T (Nmm) 49226,8 38725,09 138929,51 413275,74 1249488,14

1.3.4.Lập bảng kết quả

Bảng thông số

Thông số

CHƯƠNG II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Sơ đồ bộ truyền xích:

+ Đĩa xích dẫn 1, cóđường kính tính toán là

d1, lắp trên trục I, quayvới số vòng quay n1,công suất truyền động

P1, mo men xoắn trêntrục T1

+ Đĩa xích bị dẫn 2, cóđường kính d2, được lắptrên trục bị dẫn II, quayvới số vòng quay n2,công suất truyền động

P2, mô men xoắn trêntrục T2

+ Dây xích 3 là khâutrung gian, mắc vòngqua hai đĩa xích

2.1 Thiết kế bộ truyền xích

2.1.1 Chọn loại xích và tiết diện xích

Chọn xích con lăn:

Trục

Chọn xích con lăn do độ bền mòn cao, chế tạo không phức tạp, được

sử dụng rộng rãi.

2.1.

2 Xác định các thông số bộ truyền

a chọn số răng đĩa xích nhỏ, đĩa xích to ( z 1 và z 2 )

Chọn z1 theo bảng 5.4 – Tr 80 [1], theo tỉ số truyền:

Ta chọn z1 =25

Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn z2 :

z2 = uz1 ¿3,1.25 ≈ 79≤ z max=120(qui định)

b Tính toán các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức:

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với:

k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ số truyền: đường nối tâm so với đườngnằm ngang = 30’ => k0=1

k a – hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích: bộ truyền đặt nằm ngang, cókhoảng cách trục a = (30 – 50)p => k a=1

k đc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: bộ truyền có thểđiều chỉnh được lực căng xích => k đc=1

k bt – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn: bộ truyền xích nằm ngoài môi trường

Ta chọn công suất cho phép [P] của xích con lăn = 19,3 kW

Dựa vào công suất cho phép ta xác định được bước xích p = 31,75 mm < p max

Kết hợp bảng 5.2 ta chọn xích con lăn loại 1 dãy có các thông số :

,kg

lớn hơn

b không lớn hơn

2 1 1

5 , 0

25 , 0



Z Z Z

Z X

Z Z X

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v2= 3,8 1,672 = 10,6 (N)

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf.q1.a = 9,81.4.3,8.1,268 = 189,1 (N)

(hệ số võng : kf = 4 do bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc < 40° (trang 85 tài liệu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)).

Do đó

s=

88500 1,2.3269,46+189,1+10,6=21,46

=> s >[s] = 8,5 (theo bảng 5.10 tài liệu

tính toán thiết kế hệ dẫn đọng cơ khí)

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

 H1= 0,47 √k r(F t K đ+F vđ)E

A kd £[H ]Trong đó:

[H ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép (Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H]=600Mpa )

Lực va đập : Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.126,17.31,753.1 = 5,25 (N)

(ct 5.19)

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,2(bảng 5.6)

Hệ số phân bố tải trọng không đều trên các dãy kd=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25)

Diện tích bản lề : A = 262 mm2 (tra bảng (5.12)với p=31,75 mm, xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105(Mpa ) do E1=E2=2,1.105 , cả 2 đĩa xích đều làm bằng thép

=> σ H 1=0,47√0,42(3269,46.1,2+5,25) 2,1 105

 H1<[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự, H2<[H] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Fr = 1,15.3269,46= 3759.88 (N).

loại xích - Xích ống con lăn

đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 234,08 mmđường kính chân răng đĩa xích lớn df2 779,37 mm

Bảng thông số bộ truyền xích.

lực tác dụng lên trục Fr 3759.88 N

CHƯƠNG III:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC.

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng

nghiêng)

3.1.1 Chọn vật liệu

Ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau, cụ thể:

Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tôi cải thiện

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 (Mpa) và giới hạn chảy

Hlim1= 2.245 + 70 = 560 (MPa);

+) K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

+) Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

+) Y S – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất;

+) K xF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến đọ bền uốn;

+) KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyềnquay một chiều);

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z R.Z V.K xH= 1 và Y R.Y S.K xF =1, do đó côngthức trở thành :

+) S H,S F – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

+) K HL, K FL - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độtải trọng của bộ truyền, được xác định công thức:

+) N FO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, N FO= 4.106

+) N HE,N FE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi

+) T i – mô men xoắn ở chế độ thứ i;

+) T max – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;+) t i – tổng số giờ làm việc của bánh răng t i = 21000;

0

Hlim2

S H K HL2⇒ [σ H 2] = 53 01,1 1 = 481,8 (MPa) [σ F 2] = σ

0

Flim2

S F K FC K FL 2⇒ [σ F 2] = 1,75414 1.1 = 236,5 (MPa)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

+) Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện hoặc tôi cải thể tích

+) K a – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng;

b) Xác định thông số ăn khớp

2 aw 1 = 1,5.(2 9 +109) 2.1 08,15 = 0,95

⇒ β =18,19 = 180 11’

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

d W1 = 2 a ω1

u m+1 = 3,76+12 x 109 = 45,8 (mm)+>) dω2 đường kính vòng lăn bánh lớn

dW2= dW1 um=45,8 3,76= 172,2 (mm)+) Theo (6.40) Vận tốc vành răng là :

v = π d w 1 n1

60000 = π 45,8 145560000 = 3,49 (m/s)Với v = 3,49 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9

+) KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KH= KHβKHαKHv= 1,07.1,16.1,04 =1,29

+) K H: là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng

+) K H: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

Theo (6.1) với v= 3,49 (m/s) và HB < 350, Zv=0,85v0,1=0,96 với cấp chínhxác động học là 9 do 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 và 6.1a:

H =H

.Zv.ZR.KxH = 495,4.0,96.0,95.1= 451,8 (Mpa)

Ta thấy: σ H > [σ H] do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw và tiến hành kiểm nghiệm lại Kết quả được:

aw = 135 mm; σ H = 440,71 MPa < H = 451,8 (Mpa)

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn cho răng theo (6.43): σ F 1 = 2 T1 KF Yε Yβ YF1

+) d w 1 = 45,8 mm – đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động;

+) Y F 1, Y F 2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:

z v 1 = z1

cos3β = 0,95293 = 33,82

z v 2 = z2

cos 3β = 0,951093 = 127,13 +) Theo bảng 6.18 ta có: Y F 1 = 3,4 và Y F 2 = 3,52

với K F= K F β.K F α.K Fv = 1,1.1,37.1,07 = 1,6

Trong đó: K Fβ = 1,17 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành

răng (theo bảng 6.7); K Fα = 1,4– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp (theo bảng 6.14); K Fv = 1,14 – hệ số kể đến tải

trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3 phụ lục);

⇒ σ F 1 = 2 T1 KF Yε Yβ YF1

bw m dw1 = 2 38725,09 1,6.0,61 0,87.3, 432,7 1,5 45,8 = 99,53 Mpa

σ F 2 = σF1 YF2

YF1 = 9 9,53.3,523,4 = 103,04 (MPa);

Theo 6.2 và 6.2a : [σ¿¿F 1]¿ = [σ¿¿F 1]¿.Y R.Y S.K xF = 252.1.1,022.1 = 257,5MPa

Tương tự: [σ¿¿F 2]¿ = 241,7 MPa

Ta thấy: σ F 1= 99,53 (MPa) <[σ¿¿F 1]¿= 257,5 (MPa)

σ F 2= 103,04 (MPa) <[σ¿¿F 2]¿= 241,7 (MPa)

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo (6.48) với: σ Hmax= σ H.√K qt = 451,8.√1,4 = 534,58 (MPa);

Trong đó: K qt = T max

T = 1,4 (đề bài)

Ta thấy: σ Hmax = 534,58 MPa <[σ H]max = 1624 MPa (theo 6.48)

- Theo (6.49)

σ F 1 max = σ F 1.K qt =99,53.1,4 = 139,34 (MPa) <[σ F 1]max = 464 (MPa);

σ F 2 max = σ F 2.K qt =103,04.1,4 = 144,26 (MPa) <[σ F 2]max = 360 (MPa)

g) Các thông số và kích thước bộ truyền

Theo công thức bảng 6.11 tính toán :

d f2 = d 2 –2,5m = 172,1 – 2,5 1,5 = 168,35 mm

*Bảng thông số bộ truyền bánh răng

15 Hệ số trùng khớp dọc ε β 1,65

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng

nghiêng)

3.2.1 Chọn vật liệu

Tương tự như ở cấp nhanh ta có:

- vật liệu 2 bánh là thép tôi cải thiện với:

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 (Mpa) và giới hạn chảy

+) N FO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, N FO= 4.106

+) N HE,N FE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi

+) N HE 2 ˃N HO 2thì lấy N HE 2 =N HO 2 để tính, do đó K HL2 = 1;

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

+) Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện hoặc tôi cải thể tích

3.1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Tương tự như với cấp nhanh

a w 2= K a.(u2± 1)3

√T2 K H β

¿ ¿ ¿Theo bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,3; với răng nghiêng K a = 43 (bảng 6.5)

Ψ bd=0,53.Ψ ba.(u2+1)=0,53.0,3.(3,1+1)=0,65 (6.16 trang 97)

Do đó theo bảng 6.7, K Hβ = 1,03 (sơ đồ 5):

Tính đến tổn thất do ma sát trên bánh răng ở cấp nhanh (η = 0,97) và tính đến tổn thất của cặp ổ lăn (η = 0,99), công suất trên trục bánh răng chủ động cấp chậm

2 aw 2 = 1,5.( 47 +147) 2.1 51 = 0,96

⇒ β =16,26 = 160 15’

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

w = arctg.(tg α /cos β ) = arctg(tg200,960) = 20,76

αt là góc profin răng t là góc profin răng

t



w góc ăn khớp => tgβb= cos(20,76).tg(16,26) = 0,27 => β b = 15,11 = 15o6’

bω2 = ψba.aω2 (trang 108)

= 0,3.151 = 45,3

Theo 6.38b ta có:

Hệ số ăn khớp ngang:

dW4= dW3 um=73,12.3,13= 228,87 (mm)+) Theo (6.40) Vận tốc vành răng là :

v = π d w 3 n2

60000 = π 73,12 391,1360000 = 1,5 (m/s)Với v = 1,5 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 Thì: KH = 1,13

KH= KHβKHαKHv= 1,03.1,13.1,02 =1,19

+) K H: là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng

+) K H: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

Theo (6.1) với v= 1,5 (m/s) và HB < 350, Zv=0,85v0,1=0,89 với cấp chínhxác động học là 9 do 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 và 6.1a:

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn cho răng theo (6.43): σ F 1 = 2 T2 KF Yε Yβ YF1

+) d w 3 = 73,12 mm – đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động;

+) Y F 3, Y F 4 – hệ số dạng răng của bánh răng 3 và 4, ta có:

z v 3 = z3

cos 3β = 0,96473 = 53,12

z v 4 = z4

cos3β = 0,961473 = 166,15 +) Theo bảng 6.18 ta có: Y F 3 = 3,65 và Y F 4 = 3,6

với K F= K F β.K F α.K Fv = 1,08.1,37.1,07 = 1,58

Trong đó: K Fβ = 1,08 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành

răng (theo bảng 6.7); K Fα = 1,37– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp (theo bảng 6.14); K Fv = 1,07 – hệ số kể đến tải

trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3 phụ lục);

Tương tự: [σ¿¿F 2]¿ = 241,7 MPa

Ta thấy: σ F 1= 164,03 (MPa) <[σ¿¿F 1]¿= 257,5 (MPa)

σ F 2= 161,78 (MPa) <[σ¿¿F 2]¿= 241,7 (MPa)

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo (6.48) với: σ Hmax= σ H.√Kqt = 418,86.√1,4 = 495,6 (MPa);

Trong đó: K qt = T max

T = 1,4

Ta thấy: σ Hmax = 495,6 MPa <[σ H]max = 1624 MPa (theo 6.48)

- Theo (6.49)

σ F 1 max = σ F 1.K qt =164,03.1,4 = 229,64 (MPa) <[σ F 1]max = 464 (MPa);

σ F 2 max = σ F 2.K qt =161,78.1,4 = 226,49 (MPa) <[σ F 2]max = 360 (MPa)

g) Các thông số và kích thước bộ truyền

Theo công thức bảng 6.11 tính toán :

*Bảng thông số bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG IV:

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

4.1 Thiết kế trục

4.1.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa, có σ b = 600 MPa, HB =

170 ÷ 217 ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và lấy giá trị sốnhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảmtốc

+ Fk (Fr )= (0,2 - 0,3) Ft = 307,34 (N)

Trong đó: Ft = 2T/D0 = 1229,37 (N) (D0 tra bảng 16-10a)

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β < 40o

+ Fd (Fr )= 1,15 Ft = 1,15.3269,46= 3759,88 (N) (5.20)

b) Tính sơ bộ trục

Theo (10.9) tính đường kính sơ bộ của trục thứ k với k = 1,2,3 ta có:

d≥√3 T k

0,2.[τ ] (mm) Với: T - mô men xoắn (Nmm); [τ ] - ứng suất xoắn cho phép (MPa)

Chọn [τ1] = 15 MPa, [τ2] = 20 MPa, [τ3] = 25 MPa

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

- Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn theo bảng 10.2 ta có:

- Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

k 1 = 15 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

k 2 = 5 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k 3 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

h n = 15 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

- Xác định chiều dài giữa các ổ: