ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY-Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY-Thiết kế trạm dẫn động băng tải

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

độc lập tự do hạnh phúc

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6

Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự

nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Số liệu cho trước:

Lực vòng trên băng tải:Ft=4250

Đường king tang băng

1

Vânj tốc vòng băng

T/chất tải trọng:quay đều,làmviệc êm

Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tảitrọng:Kbd=1.5

THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYPHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀNI)Chọn động cơ điện

1)chọn loại động cơ

Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị côngnghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kếmáy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơđiện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một

ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà tachọn loại động cơ cho phù hợp

Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặctính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba phakhông đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nócác ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảoquản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệusuất thấp , hệ số cos thấp so với động cơ đòng bộ , không điềuchỉnh vận tốc được

2)Chọn công suất động cơ

+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảocho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơnnhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có: P  dm dc P dt dctrong đó

P :công suát đẳng trị của động cơ

+)Do tải trọng không đổi nên ta có: lv dc

ct lc

2725 , 3

895 , 3

3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb

3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct

:nct = D

v

.

10

Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph3.2)Chọn động cơ sử dụng

-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vicông suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK

-căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ củađộng cơ ta chọn động cơ sao cho: P dm dc P dt dc Tra bảng P1.3 phụlục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:

4)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 mở máy đủlớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy :

→đảm bảo điều kiện mở máy

II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U

ng U

U

U 

Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Uh = U1 U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc

U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh)

U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm)

1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyềnxích ngoài hộp ta có

Ung= ( 0 , 15  0 , 1 )U = ( 0 , 15  0 , 1 ) 33 , 8 =(2,25÷1,83) Ta chọn

Ung=1,83

→Uh=

47 , 18 83 , 1

8 , 33

U

n n







 1 1

n i1,n i số vàng quay trên trục i-1,và truc i

Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i

Vậy:

+) Tốc độ quay trục I : nI = ndc =1420 (v/ph)

+) Tốc độ quay trên trục II: nII = 5 , 76 246,52

1420 1

52 , 246 2

03 , 77





ng

III U

n

v/ph2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw)

+)trục I : PI = P lv dc dcI ol =3,895.1.0,99=3,85 kw

+) Trục II : PII =PI III ol=3,85.br ol =3,85.0,97.0,99=3,7 kw+) Trục III; PIII = PII.br ol = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw

895 , 3 10 55

v/ph

truyền

Công suấtKw

Mômenxoắn(N.mm)

Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loạixích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm:

Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng

ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độbền của xích con lăn cao hơn xích ống

chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răngNgoài ra:

Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế

Phù hợp với vận tốc yêu cầu

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy

2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích

a)Chọn số răng đĩa xích

-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, độngnăng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn sốrăng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:

-Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề

điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đượcviết dưới dạng:

Pt = P.k.kz kn ≤ [P]

Pt là công suất tính toán (kw)

P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55

[P]:công suất cho phép (kw)

Kz: hệ số số răng

Kz = 27 0,925

25 1

+kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng

+kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được

+kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)

+kd hệ số tải trọng động

+kd =1:tải trọng làm việc êm

+kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

+ kc =1 làm việc 1 ca

→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625

Vậy :Pt=3,55 1,625.1.0,.65 =3,05(kw)

Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph)

Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :

p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:

đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ pmax =50,8 mm

a

4

) (

2

2

2

2 1 2 2 1

49 27 75 , 31

5 , 952 2

2 2

+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:

: a = 0,25p{xc -0,5(Z2 +Z1) +    2 1 2

2 1

2 ) 2 ( ) / (

5 ,

15

. 11

≤ [i] →i= 15 98 1,415

03 , 77 27



≤ [i] =30 (vớip=31,75mm)

d)Kiểm ngiệm xích về độ bền:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thườngxuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hànhkiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

: s=k F F F  s

Q

v t

d





 0.Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,53 N

)

→Ft = 1 , 1 3227,27

55 , 3 1000



N+) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.1,12 =4,6 N (q:khối lượng 1 métxích tra bảng 5.2)

F0 =9,81.kf.qa (kf=4 bộ truyền ngiêng góc < 400)

=9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N

→s=1 , 2 3227 , 27 140 , 63 4 , 6 22,02

10 5 ,

180 sin

75 , 31



mm:d2 =

55 , 495 49

:da1 =p[0,5+cotg 1

180

Z ] = 31,75[0,5+cotg 27

180] = 287,51 :da2 = 31,75[0,5+cotg 49

180] =510,4+) đường kính vònh chân: df1 =d1 -2r

với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm

d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd)

→df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm

→ df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm

Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd)

f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

+) ứng suất tiếp xúc: H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều

k A

E F k F k

.

)

( 47 , 0

Trong đó:    ứng suất tieeps xúc cho phép MPa

*)kr : hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vàoZ

2 , 3 1 27 , 3227 ( 396 , 0 47

*)Với đĩa xích lớn :Z2 =55 →kr2 =0,23

d

vd d t r H

k A

E F k F k

.

)

(

10 1 , 2 ).

75 , 1 1 27 , 3227 (

23 , 0

47

,

0

5 2

Có : Fr = kx.Ft

+) kx hệ số kể đến trọng lượng xích

: kx=1,15(bộ truyền nằm ngang)

→Fr = 1,15.3227,27 =3711,36N

II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd)

-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng6.1(hd) ta chọn

+)Baánhrăng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285Có:b1 850MPa, ch1 580MPa , chọn HB1 =250

+) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có:

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:

F

F

414 230 8 , 1

8 , 1

450 250 8 , 1 8

, 1

2 2

lim

1 1

Ứng suât tiếp xúc cho phép: [ ]

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

HO

N N

+) NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

+)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

+) t= 5 3 16352

7 24 4 365



giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107

→NHE2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106 Ta thấy NHE>NHO→KHL=1

1 , 1

570 0

530 0

2 1



<1,25.481,81=602,26 MPa(thỏamãn)

+)Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Hmax  2 , 8 ch1 2 , 8 580  1624MPa

b) Ứng suât uốn cho phép :F

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :

 

F

S R

0

lim

S

.K FC K XF K FL Y Y

(bộ truyền quay 1 chiều)

+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :

NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:

_)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bềnuốn

Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1

Do vậy   F

F F

s

0 lim

1 1 450

0 lim 1 1

1 1 414 0

lim 2

.

ba H

H

u

K T

+)H =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép

+)u tỉ số truyền của bộ truyền

+)KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng khi tính về tiếp xúc

17 , 1 6 , 25892

119,86:chọn bằng 120mmb)Xác định các thông số ăn khớp :

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)aw=(1,2÷2,4)

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25

-Chiều rộng vành răng:bwa w ba  120 0 , 3  36mm

Chọn bw2 36mm và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b w1

-)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ 10 0 cos 0 , 9848

25 , 1

9848 , 0 120 2 ) 1 (

cos 2

, chọn Z1 =27răng

+) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =5,76.27=155,2 chọn Z2 =155răng

→tỉ số truyền thực:ut = 27 5,74

155 1

2





Z Z

Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5

Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21

03822 , 0 1000

2

) ( 1 2

= 2 120 0,947

) 155 27 ( 25 , 1

) 1 (

2

w w

H H

m H

d u b

u K T Z Z

+)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Ta có :  = 1 , 25 3 , 14 1,12

57 , 18 sin 36 sin

+)  hệ số trùng khớp dọc:

6 , 1 cos

) 96

1 32

1 ( 2 , 3

TRONG ĐÓ: KH =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3

KH  hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôirăng

+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000

.d w1 n



+) dw1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

  5 , 76  1 

120 25 , 1 1

25

+) tra bảng 6.14(hd)ta được KH =1,13

Tra bảng:p2.3(hd)ta chọn KHV =1,03

 KH =1,15.1,16.1,03=1,37

vậy H  274 1,73.0,77 36 5 , 76 34 , 4 461,3MPa

) 1 76 , 5 (

36 , 1 6 , 25892

Có:

475

3 , 461 475

d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răngkhông được vượt quá một giá trị cho phép :

] [

] [

.

2

2 F1

F2 1

2

1 1

1

w

F F

F

Y

Y

m d b

Y Y Y K

KF =1,32

KFv là hệ số kể dến tải trọng động xúât hiện trong vùng ăn khớp



 H h

w w h Fv

K K T

d b v

K

2

1

120 86 , 2 73 06 , 0

.

u

a v



→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,.2.1,37.1,07 =2

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động

5 , 95 5

, 1 2 , 38 5 , 34

39 , 3 91 , 0 59 , 0 2 957 , 25932

,

3

52 , 3

Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn

2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ sốquá tải :

Kqt = 1,5

+) ứng suất tiếp xúc cực đại :

48 , 575 5 , 1 88 , 469

kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại Fmax phải thỏa mãn điều kiện :

Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặtlượn chân răng

Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11(hd) ta có :

6 , 35 57 , 18 cos

27 25 , 1 cos

36 6 , 35 155 27

96 , 0 2 6 , 35

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện

+)Giới hạn bền b=750MPa, giới hạn chảy ch= 450MPa độcứngHB =200

Bánh lớn: thép 45 thường hóa giới hạn chảy ch= 340MPa độcứngHB =180, Giới hạn bền b=600MPa

2)T ính ứng suất cho phép :

a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [ ]

tra bảng 6.2(hd) ta chọn

Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :o Hlim =2HB+70

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:

+)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

+) t= 5 3 16352

7 24 4 365



giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107

620 0

590 0

      550

2

36 , 536 64 , 563 2

2 1



<1,25.536,36=670,45MPa(thỏa mãn)

+)Ứng sut tiếp xúc cho phép khi quá tải:

H1max  2 , 8 ch1  2 , 8 450  1260MPa

H2max  2 , 8 ch2  2 , 8 340  952MPa

b) Ứng suât uốn cho phép :F

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :

 

F

S R

0

lim

S

.K FC K XF K FL Y Y

(bộ truyền quay 1 chiều)

+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :

NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:

s

0 lim

360

0 lim 1 1

324

0 lim 2

ch F

272 340 8 , 0

8

,

0

360 450 8 , 0

8

,

0

2 max

a)khoảng cách trục được xác định theo công thức:

aw=K (u+1)  H ba

H

u

K T



.

2 1





Trong đó +)K hệ số vật liu của ặpp bánh răng:

+)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II

+)H ứng suất tiếp xúc cho phép

+)u tỉ số truyền của bộ truyền

+)KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng khi tính về tiếp xúc

137,4:chọn bằng 140mmb)Xác định các thông số ăn khớp :

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)aw=(1,4÷2,8)

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5

5 , 1

9848 , 0 140 2 ) 1 (

cos 2

, chọn Z1 = 43răng

+) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =3,2.43=137,6 chọn Z2 =137răng

→tỉ số truyền thực:ut = 32 3

96 1

2





Z Z

Góc ngiêng : : cos = a w

Z Z m

2

) ( 1 2

 140 2

) 137 43 (

5 , 1

=15,36thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)

Vì Z1 =43 >30→không cần dung bánh răng dịch chỉnh, vì hiệuquả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém.

4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãnđiều kiện :

1

.

) 1 (

2

w w

H H

m H

d u b

u K T Z Z

+)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Ta có :  = 1 , 5 3 , 14 2,98

36 , 15 sin 53 sin

1 43

1 ( 2 , 3

TRONG ĐÓ: KH =.1,12, tra bảng 6.7(hd) ứngvới sơ đồ 3

KH  hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôirăng

+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000

.d w1 n



+) dw1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

  3 , 2  1

140 2 1

+) tra bảng 6.14(hd)ta được KH =1,13

+) KHV hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùngăn khớp:

1

d b v

. 0

u

a v



trong đó H hệ số

kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 ta được H  0 , 002,g0=73 tra bảng 6.16 (hd)

K 2 143335 , 22 1 , 12 1 , 13. 1

66 , 66 53 83 , 0

265 , 1 22 , 143335

cx H







thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

5)Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

+)Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại

] [

] [

.

2

2 F1

F2 1

2

1 1

1

w

F F

F

Y

Y

m d b

Y Y Y K

w w h Fv

K K T

d b v

K

2

1

130 96 , 0 73 06 , 0

.

u

a v



→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,32.1,4.1,17 =2,16

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động

MPa

2 16 , 65 44

8 , 3 928 , 0 56 , 0 16 , 2 979 , 124987

Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn

2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ sốquá tải :

Kqt = 1,5

+) ứng suất tiếp xúc cực đại :

33 , 636 5 , 1 55 , 519

kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại Fmax phải thỏa mãn điều kiện :

+) đường kính vòng chia: d1 = mm

Z

36 , 15 cos

43 5 , 1 cos

2 



Đường kính vòng cơ sở: db1 = d1cos = 66,89.cos20 =69,89mm

db2 =d2.cos20 = 213,11.cos20 =200,25 mmĐường kính vòng đỉnh: da1 = d1 +2m =66,89+2.1,5=69,89mm

da2 =d2 + 2m =213,11+2.1,5=216,11mm

Đường kính vòng chân: df1 = d1 -2,5m =66,89-2,5.1,5=63,14mm

df2 = d2 -2.5m = 213,11-2,5.1,5=209,36mmB)KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN :

I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC

Kiểm tra điều kiện trạm trục:

55 , 3 120

89 , 69 120 2

2

sb I

2

02 , 43 2

05 , 208 140 2

2 2

Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo

2)kiểm tra điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, gỉm mài mòn răng, đảm bảothoát nhiệt tốtvà đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôitrơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

*)đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dung phương pháp bôi trơntrong dầu , ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp (vì v<12m/s)Với bộ truyền cấp nhanh

-)chiều cao răng: h=h1 =h2 =2,25.m=2,25.1,25=2,8125mm

-)Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu:

Lmin =(0,75÷2)h = (2,53÷6,75)

Vì lmin≥10 nên chọn lmin = 10mm

-)Mức dầu tối thiểu:

d a

02 , 94 10 2

05 , 208

-) Chiều sâu ngâm răng tối thiểu:

lmin = (0,75÷2)h =(2,53÷6,75).Nhưng: lmin ≥10 nên ta lấy

lmin=10mm

-)mức dầu tối thiểu:

,xmin = 2 10 103,05

11 , 216

3)mức dầu chung cho cả hộp :

Ta có : xmin = min (x2min ; x4min )=103,05

xmax = max (x2max; x4max)

n

n n u

vớinth =ndc/uth với 27 43 18,29

137 155





th u

→nth =1420/18,29=43,56

01 , 42 56

THỏa mãn điều kiện sai số vận tốc

PHẦN II)THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Chương I):Tính toán thiết kế trục

2 2

Cos

tg Cos

Với T: Mô men xoắn

T1= 25892,6(N.mm); T2 = 143335,22(N.mm); T3 = 440120,73(Nmm)

Lấy [] = 18 (MPa)

Vậy đường kính sơ bộ của các trục là:

) ( 3 , 19 18 2 , 0

6 , 25892 ]

2 , 0

22 , 143335 ]

2 , 0

73 , 440120 ]

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

Tính sơ bộ chiều dài các đọan trục

+)Chiêu dài moay ơ đĩa xích và bánh răng

+)Khoảng gây công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài HGT đếngối đỡ áp dụng công thức 10-14 (hd)có:

Lcki =0,5(lmki+bo)+k 3+hn

+)lcki khoảng công xôn

+)bo chiều rộng ổ lăn

+)hn chiều cao nắp ổ và đầu bu long

+)k3 khoảng cách từ cạnh chi tiết quay đến nắp ổ :

Tra bảng 10.3(hd) chọn:k3 =15 =hn

vậy: lc12 =0,5(lm12 + 15)+15+15 =0,5(45+15)+30 =60mm

+)lc33 =0,5(lm33 +27)+15+15=0,5(70+27)+30 =78,5mm

+)Tren trục II trục chung gian tra bảng 10.3 (hd)ta chọn

Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến

thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách

giữa hai bánh răng

Theo bảng 10.4(hd)loại hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp có:

Fx11=0,25.2.25892,66/35=369,89(N)

Sơ đồ chịu lực:

Dời các lực về trục ta được lục và các mô men