Thiết kế hệ thống truyền Động cơ khí thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải

Phân phối tỷ số truyền.... CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC...63Bôi trơn hộp giảm tốc.... Phần I: XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN1.1... Phân phối tỷ số truyền Tỷ số

TRƯỜNG ĐẠI HỌC DUY TÂN -  -

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Ngành: Công nghệ kĩ thuật ô tô

NHÓM 9

ĐỒ ÁN CDIO 2

ĐÀ NẴNG, 2024

KHOA: CƠ KHÍ

0000 -

-ĐỒ ÁN CDIO 2 (THIẾT KẾ TĐ-CTM)

ĐỀ SỐ XII

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ và tên sinh viên:

Thời gian hoàn thành đồ án : 6 tuần

2 Vận tốc băng tải : V = 0.82 m/s 2 Nối trục đàn hồi

3 Đường kính băng tải : D = 282 mm 3 Băng tải

4 Đặc tính tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều

5 Thời gian phục vụ : T = 5,5 năm

Một năm làm việc : 316 ngày, một ngày làm việc 14

3 3

Phần I: XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ 6

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ 6

1.3 Chọn động cơ 6

1.4 Phân phối tỷ số truyền 7

1.5 Tính toán các thông số động học 7

1.5.1 Số vòng quay trên các trục 7

1.5.2 Công suất trên các trục 8

1.5.3 Momen xoắn trên các trục: 8

1.6 Bảng thông số động học: 9

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 10

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 10

2.1.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 12

2.1.4 Đường kính đĩa xích 12

2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục 14

2.1.6 Bảng thông số của bộ truyền xích 14

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 15

2.2.1 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (tách đôi) 15 2.2.1.1 Chọn vật liệu 15

2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép 16

2.2.1.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ 17

2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớpl 18

2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 18

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 20

2.2.1.7 Kiểm nghiểm răng về quá tải 21

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền 22

2.2.2 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 22

2.2.2.1 Chọn vật liệu 22

2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 22

2.2.2.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ 24

2.2.2.4 Xác định thông số ăn khớp 25

2.2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 26

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 27

2.2.2.7 Kiểm nghiệm về quá tải 28

2.2.2.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền 29

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN 30

3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 30

3.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 30

3.2.1 Trục II: 31

3.2.1 Trục I 32

3.2.1 Trục III 32

3.3 Phân tích lực tác dụng lên trục 33

3.4 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 34

3.4.1 Trục I 34

3.4.2 Trục II 37

3.4.3 Trục III 39

3.5 Tính kiểm nghiệm độ bền trục 41

3.6 Chọn và kiểm nghiệm then 44

PHẦN IV: TÍNH TOÁN Ổ LĂN 46

4.1 Tính chọn ổ lăn 46

4.1.1 Chọn ổ lăn cho trục I 46

4.1.2 Chọn ô lăn cho trục II 47

4.1.2 Chọn ổ lăn cho trục III 49

PHẦN V: TÍNH CHỌN NỐI TRỤC 52

5.1 Tính chọn nối trục đàn hồi 52

PHẦN VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 54

6.1 Thiết kế vỏ hộp 54

a Yêu cầu: 54

b Xác định kích thước vỏ hộp 54

c Các chi tiết liên quan đến kết cấu vỏ hộp 55

6.2 Các chi tiết phụ khác 60

6.3 Bảng tổng kết bulông 62

CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC 63

Bôi trơn hộp giảm tốc 63

a Phương pháp bôi trơn 63

b Chọn dầu bôi trơn 63

CHƯƠNG VIII: LỰA CHỌN KIỂU LẮP CHO CÁC MỐI GHÉP 64

GIẢI THÍCH CHUỖI KÍCH THƯỚC ĐỂ XÂY DỰNG BẢN VẼ CHẾ TẠO TRỤC 64 8.1 Dung sai và lắp ghép 64

8.2 Dung sai ổ lăn 64

8.3 Lắp ghép banh răng trên trục 64

8.4 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp 64

8.5 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: 64

8.6 Lắp chốt định vị: 64

8.7 Lắp ghép then: 64

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 65

TÀI LIỆU THAM KHẢO 67

Phần I: XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

 Công suất trên trục công tác: Plv = 1000F V = 30 50 0 , 8 21000 = 2,501 KW

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

η kn = 1: Hiệu suất khớp nối

η x = 0,93: Hiệu suất bộ truyền xích

η br = 0,97: Hiệu suất một cặp bánh răng

η ol = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

 Số vòng quay trên trục công tác:

n c t = 60000 v π D = 60.1000 0 , 8 2 3 ,14 282 = 55,56 ( ν

Ph)

Do bộ truyền đai xích tra bảng trang 30-32 giáo trình (1)

 I chung = I ngoài I trong

Bộ truyền đai xích: 3

Hộp giảm tốc cấp 2: 8

I chung= 3 8 = 24

 Tỷ số tryền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) u sb:

Với: u h = 15: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (8÷40)

u x = 2 : Tỷ số truyền của bộ truyền xích (2÷6)

⟹ u sb =u h .u x= 15 2 = 30

 Số vòng quay trên trục sơ bộ: n sb= I c hung n c t= 24 55,56 =1333,4 ( v

 Tra bảng (P1.3) (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

 Ta chọn động cơ 4A100S4Y3 có các thông số sau:

1.4 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức

ct .100% = 5 5 ,75−55 ,56 5 5 ,56 .100% = 0,34%¿ 4% (kết quả đạt yêu cầu)

1.5.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục động cơ:

1.5.3 Momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục động cơ:

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

2.1.1 Ch n lo i xích ọ ạ

Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục III:

N3= 2,74 (KW), với số vòng quay đĩa xích n3 = 142,16 (ph v )

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp dùng xích ống con lăn

2.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng 5.4 (Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí*), với ux = 2,55

Số răng đĩa nhỏ z1= 29 – 2ux = 29 – 2 2,55 = 23,9 Ta chọn z1 = 25 răng

k c = 1,25: làm việc hai ca một ngày

k bt = 1,3: môi trường có bụi chất lượng bôi trơn II

Theo bảng 5.5 tài liệu (II) với n01 = 200 (ph v ), chọn bô truyền xích một dãy có bước xích

P c = 25,4 mm thõa mãn điều kiện bền mòn:

 Số lần va đập của xích theo 5.4 tài liệu (II)

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích động gấy ra:

F0 = 9,81.k f.q.a = 9,81.4.2,6.1,018 = 103,86 N (với k f = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc ¿ 400 )

k r = 0,42: hệ số ảnh hưởng đến số răng của đĩa xích (với z1 = 25)

k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)

E = 2 E1E2/(E1+E2) = 2,1.105 MPa: môđun đàn hồi

A = 180 mm2: diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12

k d = 1: xích một dãy

F vđ 1 = 13.10−7n1P3m = 13.10−7.14 2 ,16 25 , 43.1 = 3,03 N: lực va đạp trên m dây xích

Để [σ H1] ≥ σ H1=487 , 43 MPa Nhưvậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạtđược ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H2] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răngđĩa 1

k r = 0,42: hệ số ảnh hưởng đến số răng của đĩa xích (với z1 = 25)

k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)

E = 2 E1E2/(E1+E2) = 2,1.105 MPa: môđun đàn hồi

A = 180 mm2: diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12, tài liệu (II)

2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục

 Theo (5.20) tài liệu (II), F r = k x F t = 1826,67 1,15 = 2100,67 N

k x = 1,15: hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng một góc ¿400

F t = 1826,67 N: lực vòng

 Lực căng do lực li tâm: F v = q v2 = 2,6 1 ,52 = 5,85 N

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích động gấy ra:

F0 = 9,81.k f.q.a = 9,81.4.2,6.1,018 = 103,86 N (với k f = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc ¿ 400 )

2.1.6 Bảng thông số của bộ truyền xích.

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 Mômen xoắn trên trục dẫn: T = 19974,3( Nmm)

⟹ T1 = (T /2) = 9978,15 ( Nmm): Bộ truyền bánh răng (cấp phân đôi)

 Bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

 Số vòng quay trục dẫn: n2= 396,64(v / ph)

 Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 = 68620,15( Nmm)

2.2.1 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (tách đôi)

σ o Hlim = 2HB + 70; S H = 1,1; σ Flim o = 1,8HB; S F = 1,75

 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh lớn là HB2 = 230, khi đó:

 σ o Hlim 1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa; σ o Flim 1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa

 σ o Hlim 2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; σ Flim 2 o = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa

 Số chu kì làm việc cơ sở: Theo 6.5 tài liệu (II) N Ho = 30HB 2 , 4 do đó

 Ứng xuất tiếp xúc cho phép

Tính toán sơ bộ: Theo 6.1a tài liệu (II) ta có: [σ H] = σ Hlim o K S HL

H

Với S H = 1,1

[σ H] = [σ H 1]+[σ H 2]

2 = 400 , 91 +376 ,362 = 388,64 Mpa < 1,25.[σ H 2]

 Ứng xuất uốn cho phép

Theo 6.2a với bộ truyền quay một chiều ta có K FC =1

K a = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5)

T1 = 9978,15: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động (cấp phân đôi), Nmm

[σ H] = 388,64: Ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa

u1 = 3,58: Tỷ số truyền

ψ ba = 0,4 (đối xứng 0,3 ÷ 0,45)

ψ bd = 0,53ψ ba(u ± 1) = 0,53.0,4.(3,58+ ¿1) = 0,87

K Hβ = 1,17: trị số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

(với ψ bd = 1,07 tra bảng 6.7 sơ đồ 3)

2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp

 Theo 6.17 tài liệu (II) m = (0,01 ÷ 0,02)a w = 0,8 ÷ 1,6 mm

 Theo bảng 6.8 tài liệu (II) ta chọn môđun pháp m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = (30 ÷ 400)

 Theo 6.18 tài liệu (II) số răng bánh nhỏ

 Z1 = 2 a w cos ( β )

m (u+1) = 2 80 cos1 ,5. (3 ,58+1)(30 ÷ 400) = (17,84 ÷ 20,17) .Lấy Z1 = 19 (răng)

 Số răng bánh lớn: Z2 = u Z1 = 3,58.19 = 68,02 .Lấy Z2=¿69 (răng)

2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 tài liệu (II), ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

Ở đây: β b: góc riêng bánh răng hình trụ cơ sở

β b= arctag[cos(a t).tg ( β )] = arctag[cos(230).tg(34 0

)] = 320

a t = a tw = arctag[tag (α )/cos ( β )] = arctag[tag(200

)/cos (340

)] = 230

(với a tlà góc profin răng, a twlà góc ăn khớp)

 Z ε: hệ số kể đến sự trùng khớp răng: theo công thức 6.36c tài liệu (II)

 Theo 6.42 tài liệu (II), V H = δ H g0 v.√a w /u m = 0,002.73.2,6.√80/3 ,58 = 1,79

δ H = 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các thông số ăn khớp (tra bảng 6.15, TL (II))

g0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (tra bảng 6.16, tài liệu (II))

 Theo 6.41 tài liệu (II):

Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào 6.33, tài liệu (II) ta được:

σ H = Z M Z H Z ε √2T1K H (u+1)

b w u d w 12

32.3 ,58 34 , 932 = 374,84 Mpa

 Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 2,6 (m/s) < 5 (m/s), Z v= 1; 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 R a = 2,5…1,25

μm, do đó Z R = 0,95; với d a < 700mm, K xH = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a, tài liệu (*) ta có:

[σ H]= [σ H]Z v Z R K xH = 388,64.1.0,95.1 = 369,21 Mpa ⟹Như vậy[σ H]> σ H, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn: σ F = 2T1K b F Y F 1 Y ε Y β

(cos β)3 = (cos69(34))3 = 121 (răng)

Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu (II)

σ F = 0,006, theo bảng 6.15 tài liệu (II)

g0 = 73, theo bảng 6.16 tài liệu (II)

140 = 0,76: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với m = 1,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,05; Y R = 1 (bánh răng phay); K xF

= 1 (da < 400mm), do đó theo 6.2 và 6.2a tài liệu (II):

2.2.1.7 Kiểm nghiểm răng về quá tải

Hệ số quá tải: K qt= ¿ T max /T = 1

Theo 6.48 tài liệu (II) ứng xuất tiếp qua tải:

 σ Hmax = σ H √K qt = 368,13.√1 = 368,13 < [σ H]max = 1260 Mpa

 Theo 6.49 tài liệu (II):

 σ F 1max = σ F 1.K qt = 36,47.1 = 36,47 Mpa < [σ F 1]max = 464 Mpa

 σ F 2 max = σ F 2.K qt = 35,48.1 = 35,48 Mpa < [σ F 2]max = 360 Mpa

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

Thông số Ký hiệu Bánh răng 1 Bánh răng 2

 σ o Hlim 1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa; σ o Flim 1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa

 σ o Hlim 2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; σ Flim 2 o = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa

Số chu kì làm việc cơ sở: Theo 6.5 tài liệu (II) N Ho = 30HB 2 , 4 do đó

 Ứng xuất tiếp xúc cho phép

Tính toán sơ bộ: Theo 6.1a tài liệu (II) ta có: [σ H] = σ o Hlim

 [σ H 2] = σ o Hlim 1.K S HL 2

H =530 1 ,11 = 481,82 MpaVới cấp chậm ta dùng răng thẳng, K HL = 1, do đó

[σ H]’ = [σ H 2] = 481,82 Mpa

 Ứng xuất uốn cho phép

Theo 6.2a với bộ truyền quay một chiều ta có K FC =1

K a = 49,5: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5)

T2 = 68620,15: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm

[σ H] = 481,82: Ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa

(với ψ bd = 0,84 tra bảng 6.7 sơ đồ 7)

2.2.2.4 Xác định thông số ăn khớp

 Theo 6.17 tài liệu (II) m = (0,01 ÷ 0,02)a w = 1,3 ÷ 2,6 mm

 Theo bảng 6.8 tài liệu (II) ta chọn môđun pháp m = 1,5

 Theo 6.19 tài liệu (II) số răng bánh nhỏ

Z1 = 2 a w

m (u+1) = 1 ,5.(2,79+1)2.130 = 45,7 Lấy Z1 = 45 (răng)

 Số răng bánh lớn: Z2 = u Z1 = 2,79.45 = 125,5 .Lấy Z2= ¿127 (răng)

 Theo 6.23 tài liệu (II): k y = 1000 y / z t = 1000.0 ,67/( 45+127) = 3,9

 Theo bảng 6.10a tài liệu (II) tra được k x = 0,445, do đó theo 6.24 tài liệu (II) hệ số giảm đỉnh răng ∆ y = k x z t/1000 = 0 , 4 45 ( 45+127)/1000 = 0,08

 Theo 6.25 tài liệu (II), tổng hệ số dịch chỉnh

a tw = arccos (m z t cosα

2 a w 2 ) = arccos (1 ,5.(127+45).cos 200

2.130 ) = 21,20

2.2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 tài liệu (II), ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

δ H = 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các thông số ăn khớp (tra bảng 6.15, TL (II))

g0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (tra bảng 6.16, tài liệu(II))

 Theo 6.41 tài liệu (II): Hệ số kể đến tải trọng động

K Hv = 1 + 2.T V H b w d w 1

2 K Hα K Hβ = 1 + 2 68620 ,15.1 , 02 1 ,13 4 ,25 52 68 ,6 = 0.09

Bề rộng vành răng: b w = a w ψ ba = 130 0,4 = 52 mm

⟶Theo 6.39, tài liệu (II): K H = K Hα K Hβ K HV = 1,13 1,02 1,14 = 1,31

 Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào CT6.33, tài liệu (II) ta được:

σ H = Z M Z H Z ε √2T2K H (u+1)

b w u d w 12

52.2 ,79 68 ,62 = 400,4 Mpa

 Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 1,42 (m/s), Z v= 1; với cấp chính xác động hoc là 9, chọn cấp chính xác vềmức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R z = 10…40μm, do đó Z R =0,95; với d a < 700mm, K xH = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a, tài liệu (II) ta có:

[σ H]= [σ H]Z v Z R K xH =481,82.1.0,95.1 = 457,73 Mpa

⟹Như vậy[σ H]> σ H, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Điều kiện bền uốn: σ F = 2T1K b F Y F 1 Y ε Y β

(cos β)3 = (cos127(00) )3 = 127 (răng)

 Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu (II)

 Đối với bánh dẫn: Y F 1 = 3,6

 Đối với bánh bị dẫn: Y F 2 = 3,52

 Theo bảng 6.7 tài liệu (II), K Fβ = 1,03 (sơ đồ 7); theo bảng 6.14 tài liệu (II)

 v =1,42(m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác là 9, K Fα=1,37; theo 6.47 tài liệu(II)

 v F = σ F g0v√a w /u = 0,016.73.1,42√130/2,79 = 11,32

 Trong đó:

σ F = 0,016, theo bảng 6.15 tài liệu (II)

g0 = 73, theo bảng 6.16 tài liệu (II)

140 = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Với m = 1,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,05; Y R = 1 (bánh răng phay);

 K xF = 1 (da < 400mm), do đó theo 6.2 và 6.2a tài liệu (II):

2.2.2.7 Kiểm nghiệm về quá tải

 Hệ số quá tải: K qt=¿ T max /T = 1

 Theo 6.48 tài liệu (II) ứng xuất tiếp qua tải:

σ Hmax = σ H √K qt = 400,4.√1 = 400,4 < [σ H]max = 1260 Mpa

 Theo 6.49 tài liệu (II):

σ F 1max = σ F 1.K qt = 88,42.1 = 88,42 Mpa < [σ F 1]max = 464 Mpa

σ F 2 max = σ F 2.K qt = 86,46.1 = 86,46 Mpa < [σ F 2]max = 360 Mpa

2.2.2.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN Thông số kỹ thuật:

3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600Mpa, ứng suất xoắn cho phép

Trục I: d1 = 25 mm b1 = 17 mmTrục II: d2 = 35 mm b2 = 21 mmTrục III: d3 = 45 mm b3 = 25 mm

T1 = 19974,3Nmm P1 = 2,97 KW n1 = 1420 (v/p)

T2 = 68620,15 Nmm P2 = 2,85 KW n2 = 396,64 (v/p)

T3 = 184067,24 Nmm P3 = 2,74 KW n3 = 142,16 (v/p)

3.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 k1 = 10,5 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 = 12 (mm): Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

 k3 = 15 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 h n = 20 (mm): Chiều cao nắp ổ và bulông

 l12 = 0,5.(l m12 + b1) + k3 + h n = 0,5.(50 + 17) + 15 + 20 = 68,5 mm

3.2.2 Trục II:

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng:

l m 22 = l m 24 = (1,2÷ 1,5).d sb = (1,2÷ 1,5).40 = (48 ÷ 60)

Ta chọn l m 22 = l m 24=¿ 50 mm

 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng:

 l m 23 = (1,2÷ 1,5).d sb = (1,2÷ 1,5).40 = (48 ÷ 60) Nhưng do bề rộng tối thiểu b w 1 =

0)