BẢN THUYẾT MINH đồ án MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trì

BẢN THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Giảng viên hướng dẫn: NGUYỄN HỮU CHÍ

Sinh viên thực hiện : LÂM HOÀNG KHANG

MSSV : 5951040043

Khoá : K59

Ngành/ chuyên ngành : CƠ ĐIỆN TỬ

Tp HCM, ngày 31 tháng 12 năm 2020

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn :

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế

cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công

cụ AutoCad- điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Chí và các bạn

trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Mục Lục

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 7

1 Xác định công suất động cơ : 7

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : 8

3 Chọn quy cách động cơ .9

4.Xác định tỉ số truyền động của toàn hệ thống và phân phối tỉ số truyền cho từng bộ phận cuả hệ thống dẫn động 10

5 Xác định công suất ,momen, số vòng quay trên các trục 12

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG 14

A/ THUYẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI I/ Xác định các thông số bộ truyền 1 Từ điều kiện làm việc 14

2.Khoảng cách 2 trục a 15

3 Tính chiều dài đai 15

4.Tính góc ôm 16

II .Xác định số đai 17

III Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 18

B/THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 18

I/Thiết kế bánh răng cấp chậm - bánh răng trụ răng nghiêng 19

1.Chọn vật liệu: 19

2 Xác định ứng suất cho phép .19

3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm 21

a/ Xác định sơ bộ khoảng cách trục a b/ Xác định các thông số ăn khớp 4.Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc 23

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25

6 Kiểm nghiệm răn về quá tải 27

II THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP NHANH- BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

THẲNG

1/ Chọn vật liệu 29

2/ Xác định ứng suất cho phép 29

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền .31

a/ Xác định sơ bộ khoảng cách trục a b/ Xác định các thông số ăn khớp 4 Kiểm nghiệm răgn về độ bền tiếp xúc 32

5 Kiểm nghiệm về độ bền uốn 34

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải 35

7 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh 36

CHƯƠNG III : THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN .37

I Chọn vật liệu chế tạo trục 37

II Xác định sơ bộ đương kính trục III Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực I V .Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục 1 1/ Xác định trị số và chiều của lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 39

2.Xác định thông số và kích thước trục 41

3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 44

4.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 46

V Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục 2 47

1/ Xác định trị số và chiều của lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 47

2.Xác định thông số và kích thước trục 50

3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 51

4.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 53

V I Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục 3 54

1/ Xác định trị số và chiều của lực từ chi tiết quay tác dụng lên

trục 54

2.Xác định thông số và kích thước trục 56

3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 57

4.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 59

CHƯƠNG I V: TÍNH TOÁN THÔNG SỐ , CHỌN KẾT CẤU LẮP GHÉP .60

A/ TÍNH MỐI GHÉP THEN 60

B/ CHỌN Ổ LĂN 64

C/ CHỌN KIỂU DUNG SAI LẮP GHÉP 71

D/ CỐ ĐỊNH CÁC CHI TIẾT TRÊN TRỤC 71

E/ TÍNH TOAND VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP 71

F/ PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN 74

Đề Số III , Phương án 3

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

*** Các thông số cho trước :

- Lực vòng trên băng tải P ( kG): 365(KG)=3650N

- Vận tốc băng tải V (m/s): 1.4 (m/s)

- Đường kính trong: D=350(mm)

- Chiều rộng băng tải: B=300(mm)

- Thời gian phục vụ (năm) : a=7

- Sai số vận tốc cho phép (%) : 5

- Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 250 ngày, tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều

CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Xác định công suất động cơ :

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

Pct=

ηtP

Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

-Với các hệ dẫn động băng tải thường biết trước lực kéo và vận tốc băng tải nên công suất

Plv được tính theo công thức:

Pbăngtải =Plv =

1000

4 , 1 3650 1000

.V 

F

=5,11(Kw)-Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương:

2 2 4

2 ) 11 , 5 4 , 0 ( 2 ) 11 , 5 6 , 0

0

(

2 2

2

3 2 1

3 2 1 2

1 1

2

3 2 1

3 2 2 2 1

t P P

t

P

t t t

t P t P t

P

P tđ

=4,06 (kW)

- Hiệu suất truyền động: = 0.89 , Trongđó:

,Hiệu suất bộ truyền đai

,Hiệu suất một cặp ổ lăn

,Hiệu suất một căp bánh răng

,Hiệu suất nối trục

=>

(KW)

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

1 98 , 0 995 , 0 96 ,

kn 3 br 3 ol

đ.η η ηη

4.06η

Ptđ

π.350 =76.39(v/ph)

60000.1,4

=π.D

Theo bảng 2.4/Trang 21 sách Tính toán thiết kế - tập 1 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi :

U hộp = 12 (8 40) tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp

U đay =3 (2 4) đay thường

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

= nlv.Uchung = 76,39 30 =2291.7 (v/p) Trong đó:

: Là số vòng quay sơ bộ

Là số vòng quay của trục máy công tác

Uc: Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Theo trang phụ lục 1.3/ 236 ta chọn động cơ có các thông số như sau :

Tên động cơ Công

suất (kW)

Số vòng quay (v/p)

đn

k

TT

= n

Là số vòng quay của động cơ

Là số vòng quay của trục máy công tác

U chung= U hộp U đay => U đay =U chung/ U hộp = 38,251/ 12 =3,19 ( tỉ số truyền ngoài hộp)

- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động cho các bộ truyền

Tra bảng 3.1/43

-Tỷ số truyền cấp nhanh:

%

*,

,

±,

=

U

251 38

251 38 37

38

=>Thỏa điều kiện sai số cho phép

5

Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục (Trang 49)

-Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và sốvòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ

a.Đối với động cơ :

Pđc=7,5 ( kW)

nđc =2922 (v/p)

) mm N (

=

,

= n

P ,

=,

, ,

=n

P

,

=

T

)ph/v(,

=,

=.,

76

135 5 10 55 9 10

55

9

15 76 97

2

17 226

135 5 1 995 0

11 5

6 3

3 6 3

2

2

3

3

Tính toán đối với trục II ta được :

)mm.N(,

=,

, ,

=n

P

,

=

T

)ph/v(,

=,

=,.,

226

266 5 10 55 9 10

55

9

17 226 05

4

99 915

266 5 98 0 995 0

135 5

6 2

2 6 2

=

, ,

=n

P

,

=

T

)ph/v(

=,

=,.,

11 5 10 55 9 10

55

9

916 19

3

2922

51 5 98 0 995 0

266 5

6 1

1 6 1

1

2

2

1

* Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN

- Chế độ làm việc ngày 2 ca, 1 ca 4 giờ, quay 1 chiều , tải va đập nhẹ.

Theo hình 4.1/trang 59 chọn loại đai tiết diện đai hình thang thường

ký hiệu A với các thong số sau:

Kích thước tiết diện: bt=11

≈ 21,42 (m/s)Thỏa điều kiện: v1 = 21,42(m/s) < vmax = 25 (m/s)

450 1

1

) , - (

= ) ε (

(

=

% u

u u đ

đ

19 3

19 3 246 3 100

=> ∆u = 1,755% < 4% => Thỏa điều kiện trong giới hạn cho phép.

 Thỏa điều kiện

3.Tính chiều dài đai:

+ ) + (

, +

486 4

140 450 2

450 140 14 3 486 2

2

Tra bảng 4.13/trang 59, chọn chiều dài chuẩn l = 2240 mm

 Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ

) ( 486 450 08 , 1 08 , 1 08

, 1 1

08 , 0 1

1 , 0 8 , 0

*

2 2

mm d

a DE

= i

≤ s / ,

= ,

*λ=l π.(d +d ) = - , ( + ) =1313,23(mm).⇒λ=1313,23(mm)

2

450 140 14 3 2240 2

2 1

* Δ=(d -d ) = ( - ) =155(mm)

2

140 450 2

1 2

4

115 8 23 1313 23

≤ a

≤ + ) +

.(

,

⇔

) d + d (

≤ a

≤ h + )

332

150 140 2 8

450 140

55

0

2 55

57 140 450 180

57 180

0 1 2

,

).

( -

= a

).

d d ( -

Vậy 1 = 152,30 > αmin = 1200

 Thỏa điều kiện

II.Xác định số đai z :

Số đai z được xác định theo 4.16/trang 60: [ ] α l u z

đ đc

C C C C P

K P

= Z

0

Trong đó:

* Pđc = 7,5 kw công suất trên trục bánh đai chủ động

*Ta có d1=140m/s, vđai=21,42 chọn  P0 = 3,36 kw công suất cho phép (tra bảng4.19/trang 62)

Ta tính toán như sau ( , + , . * (21,42 20) =3,66kW

25 20

44 3 75 3 75

Vì d1 =140 nên  0=1700(mm) tra bảng 4.19/62

32 1 1700

,

+

4 1 2 1

04 1 07 1 07

 c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng tỷ số truyền (tra bảng 4.17)

* c z=1 hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không điều tải trọng cho các dâyđai (tra bảng 4.18/62)

1 14 1 052 1 93 0 66 3

1 1 5 7

,

= , , , ,

, ,

= Z

= , + , ,

, ,

Thời gian sử dụng 250 ngày/năm, làm việc 2 ca, 1 ca 4 giờ, làm việc 7 năm

 Tổng thời gian sử dụng: 250.(2.4).7 = 14000(giờ).

I/ THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP CHẬM- BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG

1/Chọn vật liệu:

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt,và theo quan điểm thống nhấthoá thiết và đây là bộ truyền bánh răng trụ nghiêng nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răngnhư sau:

Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi nếu số chu kì thay đổi ứng suất tương đươngđược tính theo 6.7/trang 93.

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ.được xác định :

Theo công th ức ( 6.1a ):  / Hl

1 590

= 536,36( MPa )  H 2 = 5501,1.1 = 500 ( MPa)

Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trungbình H1 và  H 2

 '

H

 =H1+  H 2= (536,36+500)/2=518,18 (MPa)

 Số chu kì thay đổi ứng suất uốn.

Theo 6.8/trang 93: NFE = 60 c  ( T i / Tmax)m F ni.ti

*m F:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Với HB(180÷350)HB  mF = 6 (tra bảng 6.4/trang 95)

Theo (6.13 và 6.14)/trang 95 , ứng suất quá tải cho phép.

Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện

=> a w1 = 100 4

25 0 05 4 18 518

12 1 1

05 4

, , ) , (

, )

+ ,

35 140

2 1

2

1

) + , (

,

) ( Cos

= ) + u

(

m

) φ ( Cos

aw

(theo 6.19)Chọn z1=18 răng

,

= Zt m

Tỷ số truyền thực sựlà:

18

73 1

2 = = , Z

Z

Góc nghiêng chính xác của răng:

° ,

= β

→

,

=

,

= a

z m

= β Cos

w t

66 35

8125 0 140 2

91 5 2 2

4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

1

)1.(

2

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

 ZM = 274 (MPa)1/3 hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị

số ZM được tính tra bảng 6.5/trang 96

 ZH= 2cos / sin 2 wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

20

, cos

v ới a = 0,5.m(Z1+Z2)cosβ = 0,5.2,5.(18+73)cos35,66 = 92

 Tag ( β b ) = Cos ( α t ) tag ( β ) = cos(21,13) tag (35,66) =0,65⇒ β b =33,02

5 1 13

24 2

02 32 2

, cos

2

56 35 42

,

= π

.

) , sin(

.

= π m

β sin ω b

=

εα

86 0 347 1

1 1

,

= ,

= ε

=

Z

a ε

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39/trang 106

KH = KHβ.KHα.KHV.

* KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

* KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng các đôi răng đồng thời ănkhớp bánh răng.

Đối với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14/trang 107 KHα =1,13

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

Theo công thức 6.14/trang 107

t H

HV

K K T

d b V K

.

2

1

H

u

a V g

V  

(6.40/trang 106)

+ ,

.

= + u

ω a

= ω d

t

4 55 1 055 4

140 2 1

055 4

140 7

2 73 002

, , ,

4 55 42 3 2

, , ,

, , +

=

KHV

KH = KHβ.KHα.KHV = 1

,12.1,13.1,08 = 1,366Vậy với:

1 055 4 366 1 65 26637 2

86 0 5 1 274 1

2

3

2 3

2 1

,

=

) (

,

) + , (

, ,

, ,

= δ

≤ ω d u ω b

) + u (

K T Z

m H ε

 H Z R Z V K XH K HL

S

H

.

lim 0

KH H

1 95 0

 [ ]δH = 518,18.0,95.1.1=492,3( MPa )

V ậy ta c ó δH =314,4<[ ]δH =475( MPa )

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đểvượt quá 1 giá trị cho phép:

1

1 1

2

F F

F

F bw dw m

Y Y Y K T

.

F F

F F F

=

εα

347 1

1

,

= ,

→ Yβ = 0,75: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

*Y ;Y :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương

Với: 33

56 35

33

3 3

1

),(cos

=βcos

Z

=

1 136 56

35

73

3 3

2

),(cos

=βcos

4 55 42 7 1

2

1 1

, , ,

, +

= K K T

d b V +

=

K

β F β F

ω ω F FV

KF = 1,24.1,37.1,18= 2

) MPa ( ,

= ,

,

, , , ,

=

5 2 4 55 42

8 3 75 0 742 0 2 65 26637 2

1

Theo công thức 6.44/

trang 108

) MPa ( ,

= ,

, ,

= Y

Y δ

=

δ

F

F F

8 3

6 3 7 38 1

2 1 2

S

K K

.

YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,022 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đư ợc tâp trung ứng suất, trong đó mô đun tính bằng mm.

KXF = 1: Hệ số xét đến kiểm tra bánh răng đến độ uốn với

 Thoả điều kiện về độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo c ông th ức 6.48/trang 110

= , ,

= K δ

H H

Theo công thức 6.49 Ứng suất cực đại δFmmax thoả

Đi ều ki ện: δF1max = δF Kqt ≤[ ]δF max

Với bánh dẫn: δF1max = δF1 Kqt =38,7.1,4= 54,18( MPa )

Vậy δFmax =54,18≤[δF1max]=464( MPa )

Và bánh bị dẫn: δF2max = δF2 Kqt =36,66.1,4=51,32( MPa )

Vậy: δF2max =51,32≤[ ]δF2 max =360( MPa )

Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

7 Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp chậm:

Dựa vào bảng 6.11/trang 104, tính toán ta được:

* Đường kính vòng chia: d1 = (m.z1)/cosφ = (2,5.18)/cos(35,66) = 55,4mm

 Vì bộ truyền làm việc có tải thay đổi nên số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,

được tính theo 6.7/trang 93:

chọn mf = 6 (với HB  350)

6 6

6 6

97 2

17 226 4

0 25 0 6 0 25 0 1 5 0 1

,

, ).

, , + , , + , (

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

a.Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w :

•  σ = 445,5 MPaH

, , ) , (

, ,

) + , (

,

=

4 0 97 2 5 445

02 1 2 222356 1

97 2 5

0 200 2 1

2

2

) + , (

,

cos

= ) + u ( m

β cos aw

= Z

 zt = z1+z2 = 40+119 = 159 răng

40

119 1

2 = = , Z

Z

= u

Khảo sát trục thực: aw= m.Zt = . . =198,75(mm)

2

159 5 2 2

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σH được tính theo 6.33/trang 105 , thỏa điều kiện:

2 2

2

)1.(

2

w d u bw

u K T Z

Z

H M H

Ở đây:

*b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

* tgb =costw.tg bảng 6.35/trang 105

0

0

=)cos

tg.(

arctg

=> tg βb = cos αt tg β = cos(20) tg( )0 =0⇒ βb =20 0

20 2

0

,

= sin

) cos(

0 80

= , ,

) sin(

.

= π m

β sin

b w

Do ε β =0 theo 6.36c/trang 105 tính z ε = (4 _ ε α ) /3

Theo 6.38b/trang 105

( )0 1 77 119

1 40

1 2 3 88 1 1

1 2 3

88

2 1

,

= cos +

, ,

= β cos Z

+ Z , ,

200 2 1

2

2

+ ,

.

= + u

200 19

1 73 006

, , ,

=

VH

T2 = 222356,2 Nmm

067 1 13 1 02 1 2 222356 2

6 100 80 27 4

, , ,

, , +

=

K

⇒ HV

 KH = KHβ.KHβ.KHυ = 1,02.1,13.1,067=1,23

Thay các giá trị

) MPa

(

,

=

) , (

,

) + , (

, ,

, ,

= w d u bw

) + u ( K T Z

1 97 2 23 1 2 222356 2

86 0 76 1 274 1

2

2 1

2 2

S

K

Hlim

0 / 

lim

 Thoả điều kiện cho phép

5 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượtquá một giá trị cho phép

F w w1 FV

6 100 80 4 11

, , ,

, , +

=

KFV

 KF : KFB.KFα.KFV = 1,03.1,37.1,15=1,62

1 140

0 1 140

=

Υβ

56 0 77 1

1 1

,

= ,

= ε

= Y

α ε

• Y ,Y được tính dựa vào zF1 F2 v1 và zv2

( )0 40

40 3 3

1

cos

= β cos

2

cos

= β cos

= ,

,

, , , ,

=

5 2 6 100 80

7 3 1 56 0 62 1 2 222356 2

1

(MPa),

= ,

, ,

= Y

Y δ

=

δ

F

F F

7 3

6 3 2 74 1

2 1 2

*Ứng suất độ bền uốn đạt giá trị

<

MPa ,

=

δ

MPa ,

= δ

<

MPa ,

=

δ

F F

F F

216 2

72

75 236 2

74

2 2

1 1

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép.

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

4 1,

=T

ch max

H

max H

= δ ,

= δ

MPa ,

= , ,

= δ

1288 460

8 2 8

2

33 466 4 1 120 394

2

 Theo 6.49/trang 110: σF1max = σ KF1 qt σ F1 max

Trong đó: δδ ==δδ ..KK == ,, .. ,, == ,MPaMPa

qt F max F

qt F max F

130 8 1 2 72

6 133 8 1 2 74

2 2

1 1

<

MPa ,

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

7 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh:

.,

=βcos

Z.m

=

0

40 5 2

0

1 1

)cos(

.,

=βcos

Z.m

=

0

119 5 2

0

2 2

• Đường kính đỉnh răng:

+ da1 = d1+2(1+ x1 - Δy)m =100+2.2,5=105mm+da2 = d2+2(1+ x2 Δy)m =298+2.2,5=303mm

• Đường kính chân răng:

+ df1= d1_(2,5 2 x1) m =100 -2,5.2,5=93,75mm+ d = d _(2,5 -2 x ) m =298 -2,5.2,5=291,75mm

***KIỂM TRA SAI SỐ VẬN TỐC

= ,

, _ ,

76

15 76 93

75

Với các số liệu sau: Công suất trên trục giảm tốc

- Chọn thép 45 tôi cải thiện σ b =850MPa , σ ch =580MPa

-Ứng suất uốn cho phép : [ ]τ =(15 30)MPa Chọn [ ]τ =23

II.Xác định sơ bộ đường kính các trục:

Đường kính trục được xác định theo công thức (10.9):

 ( )

2 , 0

d



T: Momen xoắn Nmm

  : Ứng suất xoắn cho phép MPa

Các thông số ban đầu :

,

= τ ,

T

=

23 2 0

65 53275 2

3 1 1

,

,

= τ ,

T

=

23 2 0

2 222356 2

3 2 2

-Đường kính sơ bộ trục III : [ ] = , ( mm )

,

,

= τ ,

T

=

23 2 0

3 643982 2

3 3 3

III.Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực :

Từ đường kính các trục,tra bảng 10.2/trang 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b0

9 51 43 36 625 22 3

3 2

+ Chọn k3 = 15 (mm):khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ

+ Chọn hn = 17 (mm) :chiều cao nấp ổ đến đầu bulong

Trục ΙΙΙ :

lc33=0,5(lm33+bo3)+k3+hn=0,5(100+29)+15+17=97(mm)

l32 = l23 = 131 (mm) ;l31=l21 =262 ; l33 =l31+lc33 = 262+97=359 (mm)

Khoảng cách giữa các gối đỡ : l11 = l21 = l31 =2l32=262(mm)