Đồ án chi tết máy " Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi " pptx

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÂNH RĂNG CẤP CHẬM 13 PHẦN IX: TÍNH VĂ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 Sinh viên: Phan Thế Đức... Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có cá

ĐỀ TÀI

Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp

nhanh phân đôi

MỤC LỤC

NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VĂ PHĐN PHỐI

II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÂNH RĂNG CẤP NHANH 8 II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÂNH RĂNG CẤP CHẬM 13

PHẦN IX: TÍNH VĂ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44

Sinh viên: Phan Thế Đức Lớp:06C4B Trang: - 2 -

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán

và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng

và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và

có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

Đà Nẵng, ngày tháng năm 2008

Sinh viên thực hiện Phan Thế Đức

PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆNĐộng cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép

- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động

- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều

Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:

Các số liệu đã cho:

- Tải trọng P = 3525N

- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s

- Đường kính tang D = 675 mmNếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải

η _ là hiệu suất truyền dộng

η

2,1.3525

2 =

η là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ)

995 , 0

2 , 1

Công suất động cơ Nđm = 5,5 Kw

Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 vòng/phút Hiệu suất động cơ ηđm = 88%

Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg

Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động

Kiểm tra mômen khởi động của động cơ:

Ta có: = 1 , 5

dm

mm M M

Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ

Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc.

II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

II-1 Tỷ số truyền

Tý số truyền động chung: i = nđm/nt

Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động

1000 60

t t

ing tỷ số truyền của bộ truyền xích

it tỷ số truyền của hộp giảm tốc

in tỷ số truyền cấp nhanh

ic tỷ số truyền cấp chậm

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc:

- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất

- Điều kiện bôi trơn tốt nhất

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức

là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2≈ R4), chọn in=1,2ic

Chọn: ix=4 ;

⇒ ing = ix =

c c c

i

i

2 , 1

647 , 42

4

* 2 1

647

N

Kw N

N

Kw N

N

II III

I II

O I

0004 , 5 98 , 0 995 , 0 1281 , 5

1281 , 5 995 , 0 98 , 0 3664 , 5

3664 , 5 1 995 , 0 3934 , 5

3 2

2 3

2 2

4 3

η η

η η

II.3 Tính số vòng quay của mỗi trục

n1 = nđc = 1450(vòng/phút)

405

576 , 3

1450 1

n i n

136

98 , 2

48 , 405 2

c i

0004 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 864 , 102921 405

1281 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 220 , 35344 1450

3664 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 048 , 35522 1450

3934 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

6

3 6

6

2 6

6

1 6

6 6

Nmm n

N M

Nmm n

N M

Nmm n

N M

Nmm n

N M

III XIII

II XII

I XI

ct

ct XđC

Ưu nhược điểm của bộ truyền xích

Sinh viên: Phan Thế Đức Lớp:06C4B Trang: - 6 -

Ưu điểm :

+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn 8m.

+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau.

+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau.

Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn.

Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế:

Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong

đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.

Theo đầu bài v t =1,2<10÷15(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có giá thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng.

2)Tính số răng của đĩa xích

Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng

va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn

Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng đĩa nhỏ

Z 1 =23, số răng đĩa xích lớn Z 2 =4.23 = 92

3)Định bước xích t:

Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao.

Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề

và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.

Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng.

k=k đ k A k o k đc k b k c [S I ,B6-6,T105].

k đc -Hệ số xĩt đến khả năng điều chỉnh lực căng xích.

Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích ta chọn

N t =8,39<11,4=[N t ] nín ta chọn bước xích t=25,4(mm) , tra theo bảng (6-1)

ta có d c =7,95(mm),chiều dăi ống B=24,13(mm) Diện tích bản lề F= 179,7(mm 2 ),khối lượng một mĩt xích

q =2,57(kg).

Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn n gh =1020(vòng/phút)

Số dêy xích con lăn được xâc định theo điều kiện.

A=40.t=40.25,4=1016(mm).

Với Z 1 =23(răng), Z 2 =92(răng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay số văo ta có.

Sinh viên: Phan Thế Đức Lớp:06C4B Trang: - 8 -

= 140,5 Để tiện cho việc lắp ghép ta lấy X=140.

Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.

u=

X

n Z

15

. 1

140 15

136 23

= 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập trong một giây.

+

−

=

2 1 2

2 2 1 2

1

2

Z Z 8 2

Z Z X 2

Z Z X 4

t

A

14 , 3 2

23 92 8 2

92 23 140 2

92 23 140 4

4 ,

5 Tính đường kính của đĩa xích :

− Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :

) ( 5 , 186 23

180

4 , 25 180

1

Sin Z

180

4 , 25 180

2

Sin Z

N k 10 6 P k

4 , 25 23

0004 , 5 15 , 1 10 6

10

.

6

.

7 7

N n

t Z

N k P

PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC.

III.1.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH:

• Đối với hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi Cấp nhanh là bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau:

- Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ truyền cấp nhanh

- Bánh răng ở cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn bánh răng cấp chậm Do vậy khi chọn

hệ số chiều rộng răng sao cho cần thoã mãn bch≈ 2bnh

- Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng; ăn khớp không tốt, có va đập,

vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh

III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng

_ Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

σk1= 600 N/mm2 ; σch1= 300N/mm2 ; HB = 200

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷90) mm

_Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

σb=500 N/mm2 ; σch= 260 N/mm2 ; HB = 170

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷300) mm

III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1 Ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1

Theo bảng 3-9: [σ]Notx= 2,6.HB

[σ]tx = [σ]Notx k’N.[σ]tx1= 520 N/mm2

[σ]tx2= 442 N/mm2

2.Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ = 60 u Σ(Mi/Mmax)mni.Ti (3.2)

Các thông số như trên

m_ bậc của đường cong mỏi uốn Đối với thép thường hoá m= 6

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:

Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107

⇒ Ntđ1= 3,576.42,3.107= 151,3.107

Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No

Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn N0=5.106

Do đó k’’N = 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn

k 5 ,

N

1 (3.3) do răng làm việc một mặtGiới hạn mỏi uốn của thép 45: σ-1= 0,43 σk = 0,43.600=258 N/mm2

Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ-1= 0,43.500 = 215 N/mm2

III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi Do vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ

Vậy chọn ψA= b/A = 0,3III.1.5.Xác định khoảng cách trục:

'

] [

10 05 , 1 ) 1 (

n

N k i

i A

3664 , 5 5 , 1 576 , 3 442

10 05 , 1 ) 1 576 , 3

2 6

s m i

n A

) 1 576 , 3 (

1000 60

1450 135 2 ) 1 ( 1000 60

.

= +

= +

(3.5)

Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9

III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:

Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :

A

1 576 , 3

135 2 1

2

+

= +

=

do đó: ψd= b/d1= 0 , 68

59

5 , 40

b n (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4

Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421

ksơbộ=1.5 Vậy sai số εk= 5 , 5 % 5 %

421 , 1

421 , 1 5 ,

Như vậy lấy chính xác A = A sơbộ 133

5 , 1

421 , 1

135 3

sb k

10 cos 133 2 ) 1 (

cos 2

+

= +

n i m

130 2

2 128

2 5 , 2 sin

5 , 2

/ =

=

III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3β.(3.11)

Đối với bánh răng nhỏ:

2 6

1 1

2 1

6

5 , 1 40 1450 28 2 451 , 0

3664 , 5 5 , 1 10 1 , 19 ''

.

10 1 , 19

mm N b

n Z m y

N k n

Τính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]txqt=2,5[σ]Notx.(3.14)

Bánh nhỏ: [σ]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh lớn: [σ]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2

Τính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]uqt =0,8.σch.(3.15)

Bánh nhỏ: [σ]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: [σ]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2.Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt I

I

n b

N k i i

) 1 (

10 05 ,

3664 , 5 5 , 1 576 , 4 576 , 3 133

10 05 , 1

mm N

σ

⇒σtxqt2= 6 3 1 , 4 508 , 64 / 2

405 40 2 , 1

1281 , 5 5 , 1 576 , 4 576 , 3 133

10 05 , 1

mm N

=

σtxqt1 < 1300 N/mm2 ⇒ thỏa mãn

σtxqt2<1105 N/mm2⇒ thỏa mãnKiểm tra sức bền uốn : σuqt = kqt.σu

Góc nghiêng: β = 10o3/

Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm

Chiều cao đầu răng : hd=mn=2mm

N d

Mx P

.

10 55 , 9 2

3664 , 5 10 55 , 9

20 15 , 1240 cos

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷90) mm

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

σbk4 = 500 N/mm2 ; σch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170 σNotx4=442N/mm2

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100÷300) mm

III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1.Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.107/2,98=15,76.107> NoNín chọn k’N = 1 cho cả 2 bânh răng

⇒ [σ]tx = [σ]Notx k’ = 2,6.HBỨng xuất tiếp xúc cho phĩp của bânh lớn: [σ]tx4 = 442 N/mm2

Ứng xuất tiếp xúc cho phĩp của bânh nhỏ:[σ]tx3 = 520N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [σ]tx4 = 442 N/mm2

2.Ứng suất uốn cho phĩp:

Số chu kỳ tương đương của bânh lớn:

k 5 ,

N 1

do răng tải một mặt

Giới hạn mỏi uốn của thĩp 45: σ-1 = 0,45.600 = 270 N/mm2

Giới hạn mỏi uốn của thĩp 35: σ-1 = 0,45.500 = 225 N/mm2

III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bânh răng:

Do bộ truyền cấp chậm lă bộ truyền bânh răng thẳng

10 05 , 1 ) 1 (

n

N k i

i A

A c tx

178 136

4 , 0

1281 , 5 5 , 1 98 , 2 442

10 05 , 1 ) 1 98 , 2

2 6

n A v

c

) 1 98 , 2 (

1000 60

405 178 2 ) 1 ( 1000 60

.

+

= +

(3.23)

Với vận tốc năy theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xâc chế tạo lă 9

Sinh viên: Phan Thế Đức Lớp:06C4B Trang: - 16 -

III.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm i

A d

c

90 1 98 , 2

178 2 1

2

+

= +

23 , 1 5 ,

k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A

mm k

k A

A

sb sb

5 , 1

23 , 1 178

167 2 ) 1 (

2

+

=

i m

A

Số răng bánh lớn:

Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

=

⇒ trị số 1000a/Zt=1000.0,17/111=1,53

Theo toán đồ (I_56) ⇒1000ψ/Zt=0,02

Với ψ_hệ số giảm chiều cao răng

t t

Z

Z

5 ,

= 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044

⇒ξ2=0.128

⇒ góc ăn khớp của răng

167 2

20 cos 3 111

2

cos

2 2

6

3 4

2 1

6

67 136 83 3 451 , 0

0004 , 5 23 , 1 10 1 , 19

10 1 , 19

mm N b

n Z m y

N k

Đối với bánh răng nhỏ:

σu1 = σu2.y2/y1 = 38,27.0,511/0,451=43,36< [σ]u1 = 150 N/mm2.III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]txqt = 2,5[σ]Notx.

Bánh nhỏ: [σ]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh lớn: [σ]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]uqt = 0,8.σch.

Bánh nhỏ: [σ]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: [σ]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2.Kiểm tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4

( )

qt qt

tx

n b

N k i i

A

.

1 2 sin

64 , 0

10 05 , 1

1281 , 5 23 , 1 1 98 , 2 28 20 2 sin

64 , 0 98 , 2 167

10 05 , 1

mm N

Pr2

P2 P1

de4 =(Z2+ 2+ 2ξ2- 2ψ).m (3.32) =(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mmĐường kính vòng chân:

di1 = (Z1- 2,5+ 2 ξ1).m (mm).(3.33)

= (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm

di2 = (Z2- 2,5+ 2 ξ2).m (mm).(3.34)

=(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mmIII.2.12.Tính lực tác dụng lên trục:

6 10 55 , 9

=

suy ra P=2.120922/84=2879N

P2=P1=2879NLực hướng tâm: Pr=P.tgα=2879.tg20028=1074,5N

Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

A: THIẾT KẾ TRỤC

IV.A.1 Chọn vật liệu:

Trục phải đảm bảo các yêu cầu:

Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể gia công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn

Chọn thép 45, tôi cải tiến

HB=200; σk=600N/mm2; σch=300N/mm2; σNotx=520N/mm2

IV.A.2 Tính sơ bộ trục:

Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn

Tính đường kính sơ bộ của các trục:

3 n

N C

≥

Chọn d1=20mmĐối với trục II: NII = 5,1281 Kw

nII = 405vòng/phút

⇒ d II 27 , 97mm

405

1281 , 5

≥

Chọn d2=28mmĐối với trục III: NIII = 5,0004 Kw

nIII = 136 vòng/phút

⇒ d III 39 , 90mm

136

0004 , 5

Định kích thước dăi của trục

Dựa văo câc số liệu:

- khoảng câch trục A

- chiều rộng bânh răng b

- chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ vă câc phần tử khâc chọn theo kinh nghiệm

Từ chiều dăi trục, ta vẽ sơ đồ tính trục Dựa văo sức bền ta tính được mômen uốn

vă xoắn tâc dụng lín trục Tổng hợp tâc dụng của hai tải trọng năy, dựa vă thuyết bền 4, ta tính được đường kính trục tại câc tiết diện nguy hiểm Từ đó vẽ được kết cấu trục

* Theo bảng 7-1 ta chọn câc kích thước như sau:

Khe hở giữa câc chi tiết quay: c = 10 mm

Khe hở giữa bânh răng với thănh trong vỏ hộp: a = 15 mm

Khoảng câch từ thănh trong vỏ hộp đến mặt bín ổ lăn: l2 = 8 mm

Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp vă thđn hộp: d1 = 10 mm

Chiều cao bu lông ghĩp nắp vă chiều dăy nắp : l3 = 18 mm

Khe hở giữa mặt bín xích vă đầu bu lông: l4 = 15 mm

Chiều rộng bânh răng cấp nhanh: 40 mm

Chiều rộng bânh răng cấp chậm: 67 mm

Chiều dăi phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3

l5=1,5.40= 60

Khoảng câch từ nắp ổ đến nối trục

IV.A.4.Sơ đồ phât họa hộp giảm tốc:

Dựa văo sơ đồ ta tính được chiều dăi sơ bộ của câc trục

Trục I:

L1=2(B+l2+a+b1) + b3+2(c-1) +l3 +l4+l5

⇒ L1=2(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mmTrục II:

L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3

= 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mmTrục III:

L3= L2+l3+l4+l5

= 241+ 18+ 15+ 60= 334mm

Sinh viên: Phan Thế Đức Lớp:06C4B Trang: - 20 -

Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:

Tr c II ụ

Tr c I ụ

Theo sơ đồ phân bố lực ta có:

YA+YD=2Pr1- Rx=2.458,4-4342,635=-3246 N

YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3

⇒YA= Pr1+

2 1

3 2

.

K K

K

R x

+ =458,4+ 2 49 , 5 125

5 , 54 635 , 4342

Trong đó: Muy= 61387,425Nmm

Muz =238655+6264=244919,355 Nmm

vă MX(C)=35344,22NmmTính đường kính trục ớ 2 tiết diện D vă C theo công thức :

mm ] [ 1 , 0

7 , 238644

1 , 0

54 , 254343

≥

Chọn dC=40mmTại tiết diện B:

Mu(B)<Mu(c)

Vậy chọn dB=40mm⇒ thoê mên đk (4.3) 6.2.Tính chính xâc trục I:

Kiểm tra an toăn cho trục ở câc tiết diện nguy hiểm theo hệ số an toăn:

) 5 , 2 5 , 1 ( ] n [ n n

n n n

τ σ

σ σ

σ σ

τ τ

τ τ

với : σ-1;τ-1_giới hạn mỏi uốn vă xoắn với chu kỳ đối xứng

Sinh viên: Phan Thế Đức Lớp:06C4B Trang: - 24 -

có thể lấy:

σ-1= 0,45 σb= 0,45.600=270N/mm2

τ-1 = 0,25.τb = 0,25.600 =150N/mm2

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

σa = σmax = -σmin= Mu/W với σm = 0.(4.8)

ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

⇒ σa = 252495/5510 = 45,82 N/mm2.(theo ct4.8)Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động:

τa = τm = 2

0

11790 2

22 , 35344 2

= τ

Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất sinh ra trên bề mặt ghép: p ≥ 30 N/mm2

.

a k

n

σ β ε

σ

σ σ σ

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp:

( 1 , 96 0 , 05 ) 1 , 5 49,75

150

.

+

= +

m a

k

n

τ ψ τ β ε

σ

τ τ

τ τ

Hệ số an toàn: n= = >[ ]n

+ 49 , 75 2,2727

, 2

75 , 49 27 , 2

2 2

Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục

Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

6.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn.Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường: