đồ án chi tiết máy

THIẾT KẾ MÔN HỌC Trường ĐH GTVT CHI TIẾT MÁY Khoa: Cơ khí - Bộ môn: THIÊT KẾ MÁY ĐỀ SỐ III Họ tên sinh viên: Hồng Anh Trung Lớp : Cơ khí tơ k55 Giáo viên hướng dẩn: Võ Hoài Sơn SƠ ĐỒ HƯỚNG DẨN Chế độ Làm Việc: Mổi 3s Ngày Ca, Mổi ca Mổi nămm làm 2h 4h 250 ngày 8h việc Tải trọng va đập nhẹ, quay chiều Phương án Lực kéo xich tải P (KG) 250 Vận tốc bang tải (m/s) 1,4 Đường kính D (mm) 350 Chiều rộng bang tải B (mm) 300 Thời hạn phục vụ (năm) Chiều cao tâm băng (mm) 280 Sai số vận tốc cho phép (%) THUYẾT MINH I.Chọn đông phân phối tỉ số truyền 0.4M 0.6M P M M Max=1.4M D 2h t 1.1 Xác định thông số động Gọi Pct: cồn suất tính tốn trục cơng tác (kw) Pct: công suất động (kw) η: hiệu suất truyền động % Pct = Ta có: Plv β η Trong đó: β- hệ số trị Plv = Fv 2500.1, = = 3,5(kw) 1000 1000 η = ηk ηbr2 ηol3 η d = 1.0,97 2.0, 993.0, 95 = 0,867 β= Pi ti (0, M ) 2 (0, M ) 2 = + + = 0,8 ∑ P t M2 M2 Vậy công suất công tác là: Pct = Plv β 3,5.0,8 = = 3, 23(kw) η 0,867 1.2 Tính số vịng quay sơ động nlv = 60000.vt 60000.1, = = 76, πD π 350 Uchung=Ud.Uh Từ bảng 2.4 {I} ta chọn Ud=2 (truyềm động đai) Uh= 18(tỉ số truyền bánh trụ cấp) Suy ra: Uchung=Ud.Uh=2.18=36 Vậy số vòng quay sơ động Nsb=nlv.Uchung=76,4.36=2750,4 1.3 Chọn động  Plv ≥ Pct   nsb ≈ ndb Dựa vào điều kiện ta chọn động có số hiệu 4A100S2Y3 (tra bảng P 1.3 {I}) có Pdc=4kw, số vịng quay động ndb=2880 Với: M max = 2, ≥ 1, M dm Mm = ≥ 1, M dm 1.4 Phân phối tỉ số truyền Tính xác tỉ số truyền U chung = ndc 2880 = = 37, nlv 76, Suy ra: chọn Uh=18 Tính tỉ số truyền đai Ud = 37.7 = 2, 09 18 Tra bảng 3.1 (I), Uh=18 hộp giảm tốc phân đơi chọn U1=5,31 U2=3,39 1.5 Tính thơng số trục 1.5.1 Cơng suất trục tính từ trục công tác Công suất trục III: PIII = Plv 3.5 = = 3,53( kw) ηol ηk 0,99.1 Công suất trục II: PII = PIII 3.53 = = 3,67( kw) ηol ηbr 0,99.0,97 Công suất trục I: PI = PII 3.67 = = 3,82(kw) ηol ηbr 0,99.0,97 1.5.2 Tốc độ quay trục Tốc độ quay trục I là: n1 = ndc 2880 = = 1378(vg / p ) nd 2, 09 Tốc độ quay trục II là: n2 = n1 1378 = = 259,51(vg / p) U1 5,31 Tốc độ quay trục III là: n3 = n2 259,51 = = 76,5(vg / p) U2 3,39 1.5.3 Xác đinh momen xoắn trục Moomen xoắn trục III: P3 9,55.106.3,53 T3 = 9,55.10 = = 446509,93( N mm) n3 75,5 Mô men xoắn trục II: P2 / 9,55.106.3, 67 T2 = 9,55.10 = = 136822, 68( N mm) n2 259,51 Mô men xoắn trục I: P1 9,55.106.3,82 T1 = 9,55.10 = = 26473,87( N mm) n1 1378 Mô men xoắn động cơ: Pdc 9,55.106.4 Tdc = 9,55.10 = = 13263,88( N mm) ndc 2880 Bảng thông số hệ dẩn động Thông sô \ Trục Trục động I II III ITỉ số truyền Ud = 2,05 ISố vòng quay (vg/p) 2880 1378 259,51 76,5 3,82 3,67 3,53 13268,88 26473,87 136822,68 446509,93 Công suất U1=5,31 U2=3,39 (kw) Momen xoắn (N.mm) PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Số liệu: P1 = 3,82 kW n1 = 1378 ( vg/ph) un = 5,31 uch = 3,39 Thời hạn làm việc: 14000 h Tải trọng va đập nhẹ, quay chiều I Cấp nhanh: Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 192…240, có σb1 = 750MPa σch1 = 450MPa Bánh lớn: thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 170…217, có σb2 = 600 MPa σch2 = 340Mpa Phân phối tỉ số truyền: u1 = 5,31 u2 = 3,39 Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, cải thiện đạt rắn HB 180…350 σ Ho lim = 2HB + 70 SH = 1,1 σ Fo lim = 1,8HB Trong σ Ho lim SF = 1,75 σ Fo lim ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì sở SH , SF hệ số an tồn tính tiếp xúc uốn Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 200; độ rắn bánh lớn HB2 = 185 o σ Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470MPa o σ Flim1 = 1,8 200 = 360MPa o σ Hlim = 2HB2 + 70 = 2.185 + 70 = 440MPa o σ Flim = 1,8 185=333MPa Theo (6.5) NHo = NHo1 = 30 302,4 HB 2002,4 =9,99.10 ; NHo2 = 30 Theo (6.7) NHE =  T  60.c ∑  i ÷ ni ti  Tmax  => NHE2 =  T  t 60.c n1.∑ t i ∑  i ÷  Tmax  ∑ t i 1852,4 = 7,75.106 1378 5,31 = 60.1 .14000.( 1.0,5 + 0, 63.0, 25 + 0, 43.0, 25 ) = 124,25 106 > NHO2 Do hệ số tuổi thọ KHL2 = => NHE1 >NHO1 => KHL1 = Trong đó: c : số lần ăn khớp vòng quay Ti ti n1 momen xoắn chế độ i : tổng thời gian làm việc chế độ i : số vòng quay Như theo (6.1a), sơ xác định [σH] = σ Ho lim K HL SH => [σH]1 = [σH]2 = 470 = 427,3 1,1 440 = 400 1,1 MPa Mpa Với cấp nhanh sử dụng bánh nghiêng, theo (6.12)  [σ ]+[σΗ2 ]   427,3 + 400  [σΗ ]=  Η1 ÷ = 413, ÷=  2     MPa < 1,25[σH]2 =500 Với cấp chậm dùng bánh thẳng tính NHE lớn NHO nên KHL =1, [σH] = [σH]2 =400 Theo ( 6.7 ) NFE =  t  60.c ∑  i ÷ ni ti  t max  1378 5,31 NFE2 = 60.1 .14000 (1.0,5 + 0,66.0, 25 + 0,46.0,25) = 111,7 106 > NFO = 4.106 Do KFL2 = Tương tự => KFL1 = Theo 6.2a với truyền quay chiều KFC = 1, ta [σF]1 = [σF]2 = 360.1.1 = 205, 77 1, 75 333.1.1 =190, 28 1, 75 MPa Mpa Ứng suất tải cho phép: theo (6.10) (6.11): [σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 340 = 952 MPa [σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 450 = 360 MPa [σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 340 = 272 Mpa Tính toan cấp nhanh: Bộ truyền bánh trụ nghiêng: a) Xác định sơ khoảng cach trục: theo (6.15a) aw1 = Ka(u1 + 1) T1.K H β K Hv [σH ] u1.ψ ba Trong theo bảng 6.6 (I): - Chọn 6.5 ) Ψ ba = 0,3 , với nghiêng Ka = 43 ( bảng - Theo (6.16) Ψbd = 0,5.Ψba.(u+1) = 0,5.0,3.(5,31+1) = 0,9465, theo bảng (6.7 ), KHβ =1,15 ( sơ đồ 3) - T1 = 26473,87 (N.mm), un =5,31; [σH] = 413,7 (MPa) Thay số vào công thức ta xác định khoảng cách trục aw1: aw1 = 43.(5,31+1) 26473,87.1,15.1 = 130, 65 413, 5,31.0,3 (mm) Vậy ta chọn sơ aw1 = 130 (mm) b Xác nhận thông số ăn khớp : Môđun bánh trụ thẳng (m) xác nhận sau: m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).128 = 1,3 ÷ 2,6 Theo tiêu chuẩn hóa ta chọn m = mm Chọn sơ bộ:β=32o =>cos β = 0,848 Số banh lớn bánh nhỏ Z1, Z2 : Z1 = 2.aw cos β 2.130.0,848 = = 17, 47 m ( un + 1) ( 5,31 + 1) Chọn Z1 = 17 ⇒ Z2 = u1 Z1 =5,31.17 = 90,27 Chọn Z2 = 90 Tỉ số truyền thực: um= Cosβ = 90 17 =5,29 m(Z1 + Z ) 2(17 + 90) = = 0,823 2.aw 2.130 β=34,6o c Kiểm nghiệm banh độ bền tiếp xúc Yêu cầu phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH] = 413,7 (MPa) Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc mặt làm việc Z M Z H Zε Do σH = 2.T1.K H (un + 1) bw un d w1 -Theo bảng 6.5, ZM = 274Mpa1/3 -Theo (6.35) tgβb = cosαt tgβ= cos(23,85).tg(34,6)= 0,63 => βb=32,24 o αt = αtw = arctg(tgα/cos β) = arctg(tg20/0,823) = 23,85o với Do theo (6.34) - ZH = 2.cos βb 2.cos 32, 24 = = 1,512 sin 2α tw sin 2.23,85 εβ = Theo (6.37), bw sin β 0,3.130.sin(34,6) = = 3,52 π m π Ta có εα =   1    1  1,88 − 3,2  + ÷÷÷cos β = 1,88 − 3,  + ÷÷.0,823 = 1,363  17 90     Z1 Z    Do theo (6.38) - Zε = - 1 = = 0,856 εα 1,363 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w1 = aw 2.130 = = 41,33 u + 5, 29 + Lấy dw1=41 v= Theo (6.40), π d w1.n1 π 41.1378 = = 2,95(m / s ) 60000 60000 Với v=2,95 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp xác Theo bảng 6.14 với cấp xác v ≤ , KHα=1,16 vH = δ H g o v Theo (6.42), aW 130 = 0,002.73.2,95 = 2,135 u 5, 29 Trong theo bảng 6.15, δH=0,002, theo bảng 6.16, go=73 Do đó, theo (6.41) ⇒ KHv =1+ υH bw d w1 2,135.0,3.130.41 = 1+ = 1, 05 2T1.K H β K H α 2.24673,87.1,15.1,16 Theo (6.39), KH = KHα KHβ.KHv=1,16.1,15 1,05 = 1,4 ⇒ Z M Z H Zε σH = 2.T1.K H (un + 1) bw un d w1 =274.1,529.0,856 2.24673,87.1, 4.(5, 29 + 1) = 396,96 0,3.130.5, 29.412 (MPa) Tính xác [σH] [σ’H] = [σH].Zv.ZR.KXH = 413,7.1.1.1= 413,7(MPa) + Tính ZR: ZR = + Tính ZV: Lấy ZV = + KxH = ⇒ ⇒ σH < [σH] Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc d.Kiểm nghiệm độ bền uốn theo (6.43) 2T1 K Fε.Y β.Y F1 Y σF1 = b w d w1.m Theo bảng 6.7, KFβ = 1,32; theo bảng 6.14 với cấp xác 9, v < (m/s) KFα = 1,4; theo (6.47) vF = δ F g o v aw 130 = 0, 006.73.2,95 = 6, u 5, 29 Trong theo bang 6.15, δF = 0,006, theo bảng 6,16 go = 73 Do theo (6.46) KFv = 1+ υF b w d w1 2.T1.K Fβ K Fα =1+ 6, 4.0,3.130.41 = 2.24673,87 .1,32.1, 1,11 Do KF = KFβ KFα KFv=1,32.1,4.1,11=2,05 = - Với εα=1,363, Yε 1 = = 0, 733 ε α 1, 363 = 1− - Với β=34,6 o, Yβ 34,6 = 0, 752 140 - Số tương đương: zv1 = z1/cos3β = 17/0,8233 = 30 zv2 = z2/cos3β = 90/0,8233 = 161 Theo bảng 6.18 ta YF1=3,8, YF2=3,6 Với m=2, YS=1,08-0,0695ln(2)=1,0318; YR=1( bánh phay); KxF = 1( da Thỏa mản điều kiện uốn e) kiểm tải: = Theo (6.48) với Kqt Tmax = 2, T : σ H 1max = σ H K pt = 413, 2, = 613, 61 < [σH]max= 925Mpa Theo (6.49): σF1max = σF1.Kpt = 66,25.2,2=145,75Mpa < [σF1]max=464Mpa σF2max = σF2.Kpt =62,76.2,2=138,072Mpa < [σF2]max = 360Mpa Các thơng số kích thước truyền Khoảng cách trục : aw1 = 130 mm Module pháp tuyến: m = mm Chiều rộng vành răng: bw1 = 39 mm Tỉ số truyền: u1 =5,31 Góc nghiêng β = 34,6o Số z1 = 17 z2 = 90 Dịch chỉnh x1 = x2 = Đường kính chia: d1 = d2 = mz1 cos β mz2 cos β = = 2.17 0,823 2.90 0,823 = 41 mm = 219 mm Đường kính lăn: dw1 = 2aw(u+1) = 2.130.(5,31+1) = 1640mm dw2 = dw1u = 1640 5,31 = 8708 mm Đường kính đỉnh da1 = d1 + 2m = 41+ 2.2= 45mm da2 = d2 + 2m = 219 + 2.2= 223 mm Đường kính đáy df1 = d1 – 2,5m = 41 – 2,5.2 = 36mm df2 = d2 – 2,5m = 219 – 2,5.2 = 214 mm II Cấp chậm: a) Xác định sơ khoảng cach trục: theo (6.15a) aw2 = Ka(u2 + 1) T2 K H β K Hv [σH ] u2 ψ ba Trong theo bảng 6.6 (I): - Chọn 6.5 ) Ψ ba = 0, , với thẳng Ka = 49,5 ( bảng - Theo (6.16) Ψbd = 0,5.Ψba.(u+1) = 0,5.0,4.(3,39+1) = 0,878, theo bảng (6.7 ), KHβ =1,02 ( sơ đồ 7) - T2 = 136822,68 (N.mm), uch =3,31; [σH] = 400 (MPa) Thay số vào công thức ta xác định khoảng cách trục aw2: aw2 = 49,5.(3,39+1) 136822, 68.1, 02.1 = 187,58 4002.3,39.0, (mm) Vậy ta chọn sơ aw2 = 188 (mm) b Xác nhận thông số ăn khớp : Môđun bánh trụ thẳng (m) xác nhận sau: m = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).188 = 1,88 ÷ 3,76 Theo tiêu chuẩn hóa ta chọn m = mm Đối với bánh trụ thẳng β=0 Số banh lớn bánh nhỏ Z1, Z2 : Z1 = 2.aw2 2.188 = = 42,82 m ( uch + 1) ( 3,39 + 1) Chọn Z1 = 43 ⇒ Z2 = u1 Z1 =3,39.43 = 145,77 Chọn Z2 = 146 Tỉ số truyền thực: um= 146 43 =3,39 Ta tính lại khoảng cách trục theo công thức 6.21 aw = m.( z1 + z2 ) 2.(43 + 146) = = 189 2 Lấy aw2=190 mm, cần phải tính hệ số dịch chỉnh để tang khoảng cách trục từ 189 mm lên 190 mm Tính hệ số dịch tâm theo (6.22): y= aw 190 − 0,5( Z1 + Z ) = − 0,5(43 + 146) = 0,5 m Ky = Theo (6.23), 1000 y 1000.0,5 = = 2, 645 Zt 43 + 146 Theo bảng 6.10a tra kx = 0,064, theo (6.24) hệ số giảm đỉnh k Z 0,064.(43 + 146) ∆y = x t = = 0,012 1000 1000 Theo (6.25) tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + ∆y = 0,5 + 0,012 = 0,512 Theo (6.26), hệ số dịch chỉnh bánh 1:  ( Z −Z ) y  ( 146 − 43) 0,5  = 0,12 x1 = 0,5  xt −  = 0,5 0,512 −  zt 146 + 13     Và hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2 = xt – x1=0,512 – 0,12=0,392 cos α tw = Theo (6.27) góc ăn khớp α tw = 20,812ο zt m cos ( 146 + 43) 2.cos(20) = = 0,934 aw 2.190 , c Kiểm nghiệm banh độ bền tiếp xúc Yêu cầu phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH] = 400 (MPa) Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc mặt làm việc Z M Z H Zε Do σH = 2.T1.K H (un + 1) bw un d w1 -Theo bảng 6.5, ZM = 274Mpa1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, tra bảng 6.12 ta ZH = 1,71 Với bánh thẳng , dùng (6.36a) để tính Zε εα = 1,88 - 3,2.(1/43 + 1/146) = 1,78 => Zε = (4 − ε α ) / = (4 − 1, 78) / = 0,86 Đường kính vịng lăn bánh nhỏ: dw = aw 2.190 = = 86,56mm um + 3,39 + ; Theo cơng thức 6.40, ta xác định vận tốc dịng: v= π d w n2 π 86,56.259,51 = = 1,17(m / s) 60000 60000 Theo bảng (6.13), chọn cấp xác 9, theo bảng 6.16, go=73 Theo (6.42): vH = δ H g o v aw 190 = 0,006.73.1,17 = 3,83 u 3,39 Trong đó, theo bảng 6.15, δH = 0,006 Do đó: K Hv = + vH bw d w1 3,82.0, 4.190.86,56 = 1+ = 1, 089 2T1.K H β K H α 2.136822, 68.1, 02.1 Trong đó: - KHβ : Hệ số kể đến phân bô không điều tải trọng chiều rộng vành , tra bảng 6.7 ta đươc KHβ = 1,02 - Kα = bánh thẳng => KH = KHβ.KHα.KHv =1,02.1.1,089= 1,11 Thay giá trị vừa tính vào (6.33) σ H = 274.1, 76.0,86 2.136822, 68.1,11(3,39 + 1) = 347, 64( MPa) 0, 4.190.3,39.86,56 Theo cơng thức 6.1, víi v = 0,71 (m/s) < (m/s) → Zv = Với cấp xác động học 9, ta chọn cấp xác mức tiếp xúc 8, cần gia cơng có đọ nhám Ra = 2,5 … 1,24 µm, ZR = 0,95 Với da < 700 mm nênn KxH = Theo công thức 6.1 6.1a ta có: [σH] = [σH].Zv.ZR.ZxH = 400.1.0,95.1 = 380 (MPa) Như vậy, σH < [σH], nhng chênh lệch nhỏ, cỏ thể giảm thiểu chiều rộng bánh răng: bw = ψba.aw.(σH/[αH])2 = 0,4.190.(347,44/380)2 =63,2 Lấy bw=63mm d) Kiểm nghiệm đọ bền uốn Theo công thức 6.43 6.44 ta có σF1 = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m) (MPa) σF2 = σF1.YF2/YF1 (MPa) Trong đó: T1 =136822,68 : Moomen xoắn bánh răng, (Nmm) m=2 : Moodun pháp tuyến, (mm) bw =63 : chiều rộng bánh răng, (mm) dw2 = 86,1 : đường kính vịng lăn bánh chủ động, (mm) Yε = 0,56 : hệ số kể đến trùng khớp răng, Yε = 1/εα Yβ = : Hệ số kể đến đọ nghiêng Yβ = - β/140 YF1, YF2 : Hệ số dạng bánh KF : Hệ số tải trọng uốn Số tương đương: zv1 = z1/cos3β = 43/cos30 = 43 zv2 = z2/cos3β = 146/cos30 = 146 Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6 Theo cơng thức 6.45 ta có KF = KFα.KFβ.KFv Trong đó: KFβ : Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành , tra bảng 6.7 ta KFβ = 1,24 KFα : Hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đơi địng thời ăn khớp tính uốn, tra bảng 6.14 với vận tốc vòng v = 1,17 m/s < 2,5 m/s cấp xác → KFα = 1,37 Theo công thức 6.47 vF = δ F g0 v aw 190 = 0, 016.73.1,17 = 8,8 ibc 3,38 (m/s) Trong đó: δF hệ số kể đén ảnh hưởng sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta δF = 0,016 g = 73 tra theo bảng 6.16, hệ số kể đén ảnh hưởng sai lệch bước K Fv = + ⇒ ⇒ vF bw d w 8,8.0, 4.190.86,56 = 1+ = 1,109 2.T2 K F β H Fα 2.136822, 68.1, 24.1,37 KF = 1,37.1,24.1,109 = 1,88 Thay số liệu vào 6.43 va 6.44 ta σF1 = 2.136822,68.1,88.0,56.1.3,7/(63.86,56.2) = 121,24 (MPa) σF2 = 121,24.3,6/3,7 = 117,96 (MPa) Với m = → YS = 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,03; YR = (bánh phay); = (da < 400mm) Do dó , thoe cơng thức 6.2 6.2a ta cs: [σF1] = [σF]1.YR.YS.YxF = 231,42.1.1,03.1 = 238,36 (MPa) [σF2] = [σF]2.YR.YS.YxF = 216.1.1,03.1 = 222,48 (MPa) Nh vËy σF1 < [σF1] σF2 < [σF2] nên toán thỏa mản e) Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 6.48, với Kqt = Tmax/T = 2,2: σHmax = σH K qt 2, = 414,73 = 615,14 < [σH]max = 952 (MPa) Theo c«ng thøc 6.49 σF1max = σF1.Kqt = 121,24 2,2 = 266,728 < [σF]1max = 360 (MPa) σF2max = σF2.Kqt = 117,96.2,2 = 259,512 < [σF]1max = 272 (MPa) Vậy điều kiện tải thỏa mãn Do ta chấp nhận kết g) Các thơng số kích thước truền Khoảng cách trục aw2 = 190 mm Moodun pháp tuyến m = mm Chiều rộng vành bw = 63 mm Tỉ số truyền Um = 3,33 Góc nghiêng β = 00 KxF Số bánh z1 = 43 ; z2 = 146 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,12 ; x2 = 0,392 Theo cơng thức bảng 6.11, tính được: Đường kính vịng chia d1 =78 mm ; d2 = 264 mm Đường kính đỉnh da1 =82 mm ; da2 = 260 mm Đường kính đáy df1 = 73 mm ; df2 = 259 mm PhẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỞ NỐI I Tính thiết kế trục Chọn vật liệu chế tạo Chọn vật liệu chế tạo thép 45 thường hóa Tính sơ đường kính trục Tính theo cơng thức 10.9 d ≥ T /( 0,2[τ ]) (mm) Trong đó: T : Mômen xoắn, Nmm [τ] : Ứng suất xoắn cho phép, Mpa [τ]= 15 30 MPa Thay số vào ta d1 ≥ T1 / (0, 2[τ ]) = 26473,87 / (0, 2.15) = 20,66 d ≥ T2 / (0, 2[τ ]) = 136822,68 / (0, 2.25) = 30,13 d3 ≥ T3 / (0, 2[τ ]) = 446509,93 / (0,2.30) = 42,06 (mm) (mm) (mm) Do ta chọn sơ đường kính trục d1 = 20 mm ; d2 = 30 mm ; d3 =40 mm Để chuẩn bị cho bước tính gần ba trị số d 1, d2, d3 ta lấy trị số d2 = 35 (mm) Để chọn ổ bi cở trung bình tra bảng (P2.7) ta có chiều rộng ổ: B = 21(mm) Xác định khoảng cách gối đở điểm đặt lực Chiều dai may bánh đai xác đinh theo công thức 10.10 lmbd = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 24 ÷ 30 (mm) Chọn lmbd = 25 (mm) Chiều dài may khớp nối xác định theo công thức 10.13 lmk = (1,4 ÷ 2,5)d3 =45 ÷ 80 (mm) Chọn lmk = 75 mm Chiều dài may bánh xác đinh theo cơng thức 10.10 lmbr = (1,2 ÷ 1,5)d2 = 48 ÷ 60 (mm) Chọn lmbr = 50 mm Tra bảng 10.3 ta chọn trị số khoảng cách trục k1, k2, k3 hn sau: k1 = 15 mm : Khoảg cách từ mặt mút chi tiết quay đén thành hộp k2 = 10 mm : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành hộ k3 = 15 mm : Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15 mm : Chiểu cao nắp ổ đầu buloong Khoảng cách giưa điểm đặt lực chiều dài đoạn trục xác định tuỳa thuộc vào vị trí trục hộp giảm tốc loại chi tiết lắp trục Dùng kiện sau: k: Số thứ tự trục hệ giảm tốc, k = 1, 2, i: Số thứ tự tiết diện trục lắp chi tiết có tham gia truyền tải động i = : tiết diện trục lắp ổ i = 2, … s : với s số chi tiết quay lk1 : Khoảng cách gối đỡ trục thứ k lki : Khoảng cách từ gối đở đến tiết diện thứ i trục thứ k lmki : Chiều dài may chi tiết quay thứ i trục k, tính theo công thức 10.10 … 10.13, tùy theo loại chi tiết quay, thay d dk tính theo Tk lcki : Khoảng cách côngxôn trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ngồi hơp giảm tốc đến gối đỡ, tính theo cơng thức 10.14 lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn bki : Chiều rộng vành bánh thức i trục thứ k Theo bảng 10.4 ta có cơng thức tính sau: Đối với trục II: l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(50 + 19) + 15 + 10 =59,5 mm l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 59,5 + 0,5(50 + 50) + 15 = 124,5 mm l24 = 2l23 - l22 = 2.124,5 – 59,5 =189,5 mm l21 = 2l23 = 2.124,5 = 249 mm Đối với trục III: l32 = l23 = 124,5 mm l33 = 2l23 + lc33 = 2.124,5 + 79 = 328 mm lc33 = 0,5(lm33 + 23) + k3 + hn = 0,5(75 + 23) + 15 + 15 = 79 mm l31 = l21 = 249 mm Đối với trục I: lc12 = 0,5(lm12 + b01 ) + k3 + hn = 0,5(25+17) + 15+15=51 (mm) l11 = l21 = 249 mm l12 = -lc12 = -51 mm l13 = l22 = 59,5 mm l14 = l24 = 189,5mm Sơ đồ lực tác dụng lên bánh TRỤC I: Theo công thức 10.1 ta có Ft11 = Ft12 = 2T1/dw1 = 2.24673,87/41 = 1203,6 (N) Fr11 = Fr12 = Ft11.tgαtw/cosβ = 1203,6.tg23,850/0,823 = 646,54 (N) Fa11 = Fa12 = Ft11.tgβ = 1203,6.tg34,6 = 830,3(N) FX1= (0,2 ÷ 0,3)T1 /Dt ... đặt lực Chi? ??u dai may bánh đai xác đinh theo công thức 10.10 lmbd = (1,2 ÷ 1,5 )d1 = 24 ÷ 30 (mm) Chọn lmbd = 25 (mm) Chi? ??u d? ?i may khớp nối xác định theo cơng thức 10.13 lmk = (1,4 ÷ 2,5 )d3 =45... kính lăn: dw1 = 2aw(u+1) = 2.130.(5,31+1) = 1640mm dw2 = dw1u = 1640 5,31 = 8708 mm Đường kính đỉnh da1 = d1 + 2m = 41+ 2.2= 45mm da2 = d2 + 2m = 219 + 2.2= 223 mm Đường kính đáy df1 = d1 – 2,5m... đường kính trục d1 = 20 mm ; d2 = 30 mm ; d3 =40 mm Để chuẩn bị cho bước tính gần ba trị số d 1, d2 , d3 ta lấy trị số d2 = 35 (mm) Để chọn ổ bi cở trung bình tra bảng (P2.7) ta có chi? ??u rộng ổ: