Đồ án chi tiết máyhộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

Hữu duyên cho ae đồng học LỜI NÓI ĐẦU Đồ án môn học Chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay. Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ thống dẫn động băng tải”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy NAM MÔ A DI ĐÀ PHẬT đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình. Em xin chân thành cảm ơn

\MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 6

CHƯƠNG 1 : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 7

1.1 Tính chọn động cơ 7

1.1.1 Công suất cần thiết động cơ 7

1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ 7

1.2 Phân phối tỷ số truyền 8

1.3 Tính toán các thông số trên trục 9

1.3.1 Công suất động cơ trên các trục 9

1.3.2 Tốc độ quay trên các trục 9

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 11

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 11

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai 11

2.1.2 Định đường kính bánh đai nhỏ 12

2.1.3 Định đường kính bánh đai lớn 12

2.1.4 Xác định khoảng cách trục a 12

2.1.5 Chiều dài đai l 12

2.1.6 Xác định góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ 13

2.1.7 Tính số đai Z 13

2.1.8 Các thông số cơ bản của bánh đai 14

2.1.9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 14

2.1.10 Bảng thông số của bộ truyền đai 15

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16

2.2.1 Ứng suất cho phép 16

2.2.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 19

2.2.3.Xác định các thông số ăn khớp 20

2.2.4 Xác định đường kính của các bánh răng 21

2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 21

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23

2.2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải 24

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 25

2.3.1 Ứng suất cho phép 25

2.3.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 28

2.3.3 Xác định các thông số ăn khớp 29

2.3.4.Xác định đường kính của các bánh răng 29

2.3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 30

2.3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 31

2.3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 32

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 35

3.1.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 36

3.1.2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 37

3.1.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 45

3.1.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 52

3.2 Chọn ổ lăn cho các trục 54

3.2.1 Ổ lăn cho trục I 54

3.2.2 Ổ lăn cho trục II 57

3.2.3 Ổ lăn cho trục III 59

3.3 Tính chọn khớp nối 61

3.4 Tính mối ghép then 62

3.4.1 Tính chọn then cho Trục I 62

3.4.2 Tính chọn then cho Trục II 63

3.4.3 Tính chọn then cho Trục III 63

CHƯƠNG 4: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ

4.2.4 Que thăm dầu 67

4.2.5 Chốt định vị 68

4.3 Bôi trơn cho hộp giảm tốc 68

4.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 68

4.3.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc 68

4.4 Chọn các chế độ lắp trong hộp 69

KẾT LUẬN 71

TÀI LIỆU THAM KHẢO 72

3

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI NHƯ SƠ ĐỒ SAU: PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ: 22

Trong đó:

1.Động cơ 2.Bộ truyền đai 3.Hộp giảm tốc 4.Nối trục đàn hồi 5.Băng tải Số liệu cho trước:

T 1 = T; T 2 = 0,8T; T 3 = 0,6T; t1 = 4 (h); t 2 = 3 (h) ; t 3 = 1 (h) ;

1 Lực kéo băng tải: F (N) (cho theo từng phương án ở bảng trang sau) 2 Vận tốc băng tải: v (m/s) (cho theo từng phương án ở bảng trang

sau)

3 Đường kính băng tải: D(mm)

4 Số ca làm việc: số ca: (cho theo từng phương án ở bảng trang sau)

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ thống dẫn động băng tải” Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy NAM MÔ A DI ĐÀ PHẬT đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình

Em xin chân thành cảm ơn!

5

CHƯƠNG 1 : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪNĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Tính chọn động cơ

1.1.1 Công suất cần thiết động cơ Công suất làm việc của động cơ là:

η1 = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai

η2= 0,98: hiệu suất bộ truyền bánh răng

η3= 0,99: hiệu suất của một cặp ổ lăn

η4= 1: hiệu suất của khớp nối

⇒ η = 0,95 (0,98)4 (0,99)3 .1 = 0,8

Theo chế độ tải có P = T.ω

- Mà vận tốc góc ω không đổi → P tỉ lệ với T (momen quay)

Vì tải trọng bộ truyền thay đổi nên theo công thức 2.14 trang 20 (1), ta có :

1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ

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

ut = uđ uHGT

Trong đó: (Dựa vào bảng 2.4 tr21)

+ uđ − tỉ số truyền của truyền động đai thang và ta chọn: uđ = 3; + uHGT − tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn: u=10;

6

⇒ ut = uđ.uHGT = 3.10 = 30

-Số vòng quay trên trục công tác:

𝑛lv = 60000 vπDD = 60000.0,45πD 320 = 26,86 (vòng/phút) (CT 2.16-trang 21)

Trong đó : v- vận tốc băng tải (m/s)

D- đường kính tang quay (mm)

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ (nsb) là:

Tra bảng phụ lục P1,ta chọn động cơ thỏa mãn : Kí hiệu động cơ: 4A112MA6Y3

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

Ta có: uc = ught ud

Trong đó: uc - tỷ số truyền chung của hệ

uhgt - tỷ số truyền hộp giảm số

uđ - tỷ số truyền bộ truyền đai

Chọn sơ bộ tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc : uđ = 3

Do đó ta tính được:

𝑢h = uuc

d= 35,183 = 11,73

Khi phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc theo yêu cầu bôi trơn có thể tính theo công thức kinh nghiệm:

uhgt = unh.uch = (1,2÷1,3)uch2 (CT3.11-trang43)

Trong đó: unh – tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc uch – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.3 Tính toán các thông số trên trục

1.3.1 Công suất động cơ trên các trục

1.3.3 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ:

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Sơ đồ bộ truyền đai:

a – Khoảng cách giữa hai trục; α1, α2 – góc ôm của hai đai trênbánh

nhỏ và bánh lớn;

γ – góc giữa hai nhánh dây; d1, d2 – Đường kính bánh đai lớn và đường kính bánh đai nhỏ

Do chế độ làm việc yêu cầu với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 8 h Cho nên đai phải có độ bền phù hợp thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên ta lựa chọn được đai

2.1.5 Chiều dài đai l

- Chiều dài đai l được xác định dựa vào khoảng cách trục a theo công thức:

Theo tiêu chuẩn Bảng 4.13 – Tr59 [1], ⇒ chọn l= 1600 (mm)

- Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

2.1.6 Xác định góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ

Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn vì vậy nếu góc ôm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ôm bánh đai lớn cũng thỏa mãn điều kiện không trượt trơn (CT4.7-54 t1)

+) P – Công suất trên trục bánh đai chủ động (kW); Pdc = 3 (kW);

+) [P0] – Công suất cho phép (kW);

Tra bảng 4.19-Tr62_[1] theo tiết diện đai Б:

[P0] = 2,25 (kW); l0 = 2240 (mm);

+) Kđ – Hệ số tải trọng động; Tra bảng 4.7-Tr55[1] ta được:

Kđ = 1,1

12

b Góc chêm của mổi rãnh đai: 𝜑 = 40° c Đường kính ngoài của bánh đai:

df2 = da2 - H = 363,4 – 16 = 347,4 (mm).

2.1.9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:

F0 = 780× P× kd

- Trong đó: Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra;

Fv = qm.v2 (qm: khối lượng 1(m) đai)

2.1.10 Bảng thông số của bộ truyền đai Đường kính chân bánh đai nhỏdf1 (mm)117,4Đường kính chân bánh đai lớndf2 (mm)347,4

Chiều dài tính toán l (mm) 1501,24

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Do không có yêu cầu gì và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu cho 2 bánh răng của bộ truyền cấp nhanh như nhau, ta

+) Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa

-Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…

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

+) Y – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; +) Y – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất; +) K – 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 truyền quay một chiều);

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó

+) SH, SF - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; mH

+) KHL, KFL - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định công thức:

KHL = mH√NHO

16

+) NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vể uốn, NFO = 4.106 +) NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

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

+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; +) ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút;

+) Ti – mô men xoắn ở chế độ thứ i;

+) Tmax – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; +) ti – tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 4.300.1.8 = 9600;

Ta có : +) NHE1 ˃ NHO1 thì lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1; +) NFE1 ˃ NFO thì lấy NFE1= NFO để tính, do đó KFL1 = 1; +) NHE2 ˃ NHO2 thì lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1;

+) NFE2 ˃ NFO thì lấy NFE2 = NFO để tính, do đó KFL2 = 1;

Với bộ truyền bánh răng cấp nhanh nên sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng thì đảm bảo điều kiện: [σH] ≤ 1,25.[σH] min= 1,25.500 = 625 (MPa) - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

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

+) T1 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 97319,05 (Nm) ⇒ Momen xoắn trên từng bánh răng T = T1

- Góc profin răng: αt = arctan(cos βtan α) = arctan(tan 2 0 °0,848 ) = 230 Đối với các bánh răng nghiêng không dịch chỉnh : 𝛼tw = 𝛼t Góc ăn khớp: αtw = αt = 230

Hệ số trùng khớp dọc: εβ = bw sin β

mπD = 48,75 sin 32°2.3,14 = 4,11 > 1 2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

20

Với: góc ăn khớp = góc profin răng: αtw = αt = 230 βb – góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở

tanβb = cosαt.tanβ = cos230.tan320 = 0,58 ⇒ βb = 300

Vậy tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,13

+) KHV – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp;

21

KHV =1 + vH bw.ⅆnw 1

2T1 KHβ KHα = 1 + 2.97319,05.1,15 1,130,71.48,75.51,76 = 1,01 Ta có: theo công thức (6.42): vH = σH.g0.v.√aw

u = 0,002.73.0,85.√3,83125 = 0,71 Với: σH = 0,002 (theo bảng 6.15), g = 73 (theo bảng 6.16);

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

Ta có: Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.0,850,1= 0,84 (vì HB ≤ 350)

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 µm, do đó ZR = 0,95 với d < 700mm, chọn KxH = 1, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) ta có: σH = [σH1].Zv.ZR.KxH = 591,88.0,84.0,95.1 = 472,32 MPa

*Ta thấy: σH < [σH] thỏa mãn

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn cho răng: σF1 = 2T1 KF.Yε.Yβ YF 1

+) dw1 = 51,76 mm – đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động; +) YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:

Trong đó: KFβ = 1,32 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng (theo bảng 6.7); KFα = 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); KFv = 1,04 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 2.2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải

-Ta có: σH max=[σ¿ ¿H ]⋅√Kqt¿ = 486,5.1= 486,5 ; Kqt = T maxT = 11 = 1

-Ta thấy: σH max = 486,5.1 MPa < [σH]max= 1624 MPa (theo 6.48)

-Theo (6.49):

σF1max = σF1.Kqt = 59,91.1 = 59,91 MPa < [σF1] max = 464 MPa σF2max = σF2.Kqt = 58,29.1 = 58,29 MPa < [σF2] max = 360 MPa

*Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

Tương tự như tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh, ta cũng chọn vật

+) Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa

-Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…

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

+) Y – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; +) Y – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất; +) K – 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 truyền quay một chiều);

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó

+) KHL, KFL - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định công thức:

+) NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vể uốn, NFO = 4.106 +) NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

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

+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; +) ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút;

+) Ti – mô men xoắn ở chế độ thứ i;

+) Tmax – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; +) ti – tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 4.300.1.8 = 9600;

+) NHE1 ˃ NHO1 thì lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1; +) NFE1 ˃ NFO thì lấy NFE1= NFO để tính, do đó KFL1 = 1;

Với bộ truyền bánh răng cấp nhanh nên sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng thì đảm bảo điều kiện: [σH] ≤ 1,25.[σH] min= 1,25.500 = 625 (MPa) - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

27

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

- Góc profin răng: αt = arctan(cos βtan α) = arctan(tan 2 0 °1 ) = 200 Đối với các bánh răng nghiêng không dịch chỉnh : 𝛼tw = 𝛼t Góc ăn khớp: αtw = αt = 200

Hệ số trùng khớp dọc: εβ = bw sin β

mπD = 70,8.03.3,14 = 0 2.3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

29

Với: góc ăn khớp = góc profin răng: αtw= αt = 200 βb – góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở

tanβb = cosαt.tanβ = 0 ⇒ βb = 0 Vậy tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,13

+) KHV – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp; KHV =1 + 2TvH bw 2.ⅆnw 3

2 KHβ KHα = 1 + 2.362261,4 1,02.1,131,28.70,8.116,16 = 1,01

30

Ta có: theo công thức (6.42): vH = σH.g0.v.√aw

u = 0,004.73.0,5.√3,06236 = 1,28 Với: σH = 0,004 (theo bảng 6.15), g0 = 73 (theo bảng 6.16);

- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: Ta có: Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.0,50,1= 0,79 (vì HB ≤ 350)

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 µm, do đó ZR = 0,95 với d < 700mm, chọn KxH = 1, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) ta có:

σH = [σH2].Zv.ZR.KxH = 428,32.0,79.0,95.1 = 321,45 MPa *Ta thấy: σH < [σH] thỏa mãn

2.3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn - Điều kiện bền uốn cho răng:

+) dw3 = 116,16 mm – đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động; +) YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:

Trong đó: KFβ = 1,02 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng (theo bảng 6.7); KFα = 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); KFv = 1,13 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 2.3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo (6.48) với: σH max=[σ¿ ¿H ]⋅√Kqt¿ = 497,91.1 = 497,91 (MPa) Trong đó: Kqt = T maxT = 11 = 1

-Ta thấy: σH max = 497,91 MPa < [σH]max= 1624 MPa (theo 6.48)

Theo (6.49)

σF1max = σF1.Kqt = 96,14.1 = 96,14 MPa < [σF1] max = 464 MPa σF2max = σF2.Kqt = 93,54.1 = 93,54 MPa < [σF2] max = 360 MPa

*Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1 Thiết kế trục

3.1.1 Chọn vật liệu

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa, có 𝜎 = 600 MPa, HB = 170 ÷ 217 ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và lấy giá trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc lấy trị số lớn đối với trục

Với: T - mô men xoắn (Nmm); [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và] - ứng suất xoắn cho phép (MPa) Chọn [𝜏1] = 15 MPa, [𝜏2] = 20 MPa, [𝜏3] = 25 MPa

3.1.2.3 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]: k1 = 15 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 5 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

- Xác định chiều dài giữa các ổ:

3.1.2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

- Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào phương trình cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y

36