LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp, phân đôi cấp nhanh để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy. Xin cám ơn thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này SVTH: Hoàng Đức Hưng MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG Lời mở đầu 1 Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3 1. Chọn động cơ điện 3 2. Phân phối tỷ số truyền 5 Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8 Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 12 A.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 12 B.thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 21 Chương 4: Tính toán thiết kế trục 27 Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, 44 các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50 Tài liệu tham khảo 52 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ a) Tính công suất Động 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 không 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 F = 14500N Vận tốc băng tải V = 0,46 ms. Đường kính tang D = 320 mm Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải _ là hiệu suất truyền dộng. Trong đó: Nlv = (Kw) Ta chọn: _ là hiệu suất bộ truyền đai _ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ) _ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) _ là hiệu suất khớp nối. Ta được: (Kw) Công suất cần thiết : N_ct= 8,344 (Kw) Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm >N_ct. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02524 có: Công suất động cơ Nđm = 10 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1460 vòngphút Hiệu suất động cơ đm = 89% Hệ số T_maxT_đm = 2 Khối lượng động cơ m = 107 Kg b) Kiểm tra động cơ Tải trọng thỏa mãn: T_mmT d11 do đó không cần làm bánh răng liền trục. Chiều dài then : l = 0,8.lm = 0,8.60 = 48mm. Kiểm nghiệm sức bền dập của then : Kiểm nghiệm sức bền cắt của then : 2. Trục 2 ỏ tiết diện 33 và 55 có đường kính trục bằng 50mm. Tra bảng 723, ta có : Chiều dài then : l = 0,8.56 = 45 mm. Kiểm nghiệm sức bền : ở tiết diện 44 đường kính trục bằng 65mm. Tra bảng 723, ta có : Chiều dài then : l = 0,8.100 = 80mm. Kiểm nghiệm sức bền của then : 3. Trục 3 ở tiết diện 66 đường kính trục bằng 70mm, tra bảng 723, ta có : Chiều dài then : l = 0,8. 194 = 75mm. Kiểm nghiệm sức bền của then : B. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 1. Chọn ổ lăn Trục 1 và trục 2 có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, còn đối với trục 3 ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy. Sơ đồ chọn ổ cho trục 1 : Dự kiến cho trước góc (kiểu 36000). Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức : ở đây : n = 1460 vòngphút h = 15000 giờ Q = (kv.R+mAt).kn.kt Hệ số m = 1,5 (theo bảng 82) kt = 1,3 hệ số tải trọng động (theo bảng 83) kn = 1 hệ số nhiệt độ (theo bảng 84) kv = 1 hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay (theo bảng 85) ta có : Tổng lực chiều trục : Như vậy, lực At hướng về phía gối trục bên trái. Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta tính đối với gối trục bên trái (ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại. Tra bảng 87 tìm được (1460.15000)0,3 = 145 Tra bảng 17P, ứng với d=35 lấy ổ có ký hiệu là 36307 có Cbảng = 68000, đường kính ngoài của ổ D=80mm, chiều rộng B=21mm. Sơ đồ chọn ổ cho trục 2 : Tổng lực dọc trục : Lực At hướng về bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn : Tra bảng 17P, ứng với d = 45 lấy ổ có ký hiệu là 36309 có Cbảng = 60000, đường kính ngoài của ổ D = 100mm, chiều rộng B = 25mm. Sơ đồ chọn ổ cho trục 3 : Tính ổ cho gối đỡ F vì có lực RF lớn hơn. Còn ổ ở gối ổ E lấy theo gối đỡ F. Tra bảng 14P, ứng với d=65mm, chọn ổ bi đỡ có ký hiệu là 313 có Cbảng = 106000, đường kính ngoài D= 140mm, chiều rộng ổ B=33mm. 2. Cố định trục theo phương dọc trục Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kin loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc. Nắp ổ lắp với giảm tốc bằng vít, loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. 3. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì tốc độ truyền của bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ. Có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 601000C và vận tốc dưới 1500 vòngphút (theo bảng 828). 4. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ta dùng vòng phớt để che kín. C. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy. Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng. Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu không cao hơn 13 bán kính của bánh răng lớn nhất. Theo bảng 1020 ta chọn loại dầu AK20. CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng. Bảng 109 cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây : Chiều dày thân hộp : Chiều dày thành nắp hộp : Chiều dày mặt bích dưới của thân : mm Chiều dày mặt bích trên của nắp : Chiều dày đế hộp không có đế lồi : Chiều dày gân ở thân hộp : Chiều dày gân ở nắp hộp : Đường kính bu lông nền : Đường kính các bu lông khác : ở cạnh ổ d1=0,7dn lấy d1 = 16mm ghép nắp vào thân d2= (0,50,6)dn=10mm ghép nắp ổ d2=(0,40,5)dn=8mm ghép nắp cửa thăm d4=(0,30,4)dn=6mm Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A của 2 cấp 182 x 200 tra bảng 1011a và 1011b. ta chọn bu lông M20 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm (2007), Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục. 2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (1999), Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập 12, NXB Giáo Dục. Trong quyển thuyết minh này, các công thức đều tham khảo trong sách Thiết kế chi tiết máy.
LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp, phân đôi cấp nhanh để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy. Xin cám ơn thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này! SVTH: Hoàng Đức Hưng 1 MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG Lời mở đầu 1 Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3 1. Chọn động cơ điện 3 2. Phân phối tỷ số truyền 5 Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8 Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 12 A.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 12 B.thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 21 Chương 4: Tính toán thiết kế trục 27 Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, 44 các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50 Tài liệu tham khảo 52 2 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ a) Tính công suất Động 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 không 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 F = 14500N - Vận tốc băng tải V = 0,46 m/s. - Đường kính tang D = 320 mm Nếu gọi: N lv _ là công suất làm việc của băng tải η _ là hiệu suất truyền dộng. Trong đó: N lv = 14500.0,46 1000. 1000. FV η η = = (Kw) Ta chọn: 1 0,95 η = _ là hiệu suất bộ truyền đai 3 98,0 2 = η _ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ) 995,0 3 = η _ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) 1 4 = η _ là hiệu suất khớp nối. Ta được: 2 4 1 2 3 4 . . . 0,894 η η η η η = = ⇒ 14500.0,46 7,460 1000.0,894 lv N = = (Kw) Công suất cần thiết : = 7,46 0,894 lv N η = = 8,344 (Kw) Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức N đm >. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có: Công suất động cơ N đm = 10 Kw Số vòng quay của động cơ n đc = 1460 vòng/phút Hiệu suất động cơ η đm = 89% Hệ số = 2 Khối lượng động cơ m = 107 Kg b) Kiểm tra động cơ Tải trọng thỏa mãn: = 2 4 Có: 1 1 1 2 1 1 1,65 1.65 1 0,65 mm T T T T T T T T = = = + + (thỏa mãn) 2. Phân phối tỷ số truyền a)Tỷ số truyền chung Tý số truyền động chung: i = Trong đó : n t là số vòng quay của tang dẫn động. từ 60.1000 t Dn V π = (m/s) ⇒ n t = .60.1000 ,46.60.1000 27,45 320 V o D π π = = (vòng/phút) Vậy i = 1460 53,18 27,45 = Ta có: i = i ng .i h = i ng .i n .i c Trong đó: i ng _ tỷ số truyền của bộ truyền đai i h _ tỷ số truyền của hộp giảm tốc i n _ tỷ số truyền cấp nhanh i c _tỷ số truyền cấp chậm. 5 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 i ng và i h ) 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 (R 2 ≈ R 4 ), chọn i n = 1,3i c . Chọn: i ng(đai) = 2 ; ⇒ i ng = 53,187 . 1,2 . n c c c i i i i i = = 2 53,187 4,52 2.1,3 c i⇒ = = ⇒ i n = 1,3.4,52 = 5,876 b)Tính toán các thông số và điền vào bảng • Công suất trên các trục Với: = 7,460 (Kw) 3 3 2 3 7,460 8,307 0,995.0,95.0,995 . . lv N N η η η = = = (Kw) 3 2 2 3 8,037 8,519 0,98.0,995 . N N η η = = = (Kw) 6 1 1 2 3 8,519 8,736 0,98.0,995 . N N η η = = = (Kw) • Tốc độ các trục 1 1460 dc n n = = (vòng/phút) 1 2 1460 248,72 5,87 n n n i = = = (vòng/phút) 2 3 248,72 55,02 4,52 c n n i = = = (vòng/phút) • Momen xoắn trên các trục 6 1 6 2 6 3 8,736 9,55. . 57143( . ) 1460 8,519 9,55. . 327100( . ) 248,72 8,307 9,55. . 1441872( . ) 55,02 10 10 10 N mm N mm N mm T T T = = = = = = Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai Thông số Động cơ Trục1 Trục 2 Trục3 Công suất(Kw) 10 8,736 8,519 8,307 Tỷ số truyền 2 5,87 4,52 Số vòng quay 1460 1460 248 55 Momen xoắn(N.mm 57143 57143 327143 1441872 7 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI) 1. Chọn loại đai Căn cứ công suất động cơ N=10 (Kw), tỷ số truyền 2 ng i = và điều kiện làm việc va đập vừa, ta chọn loại đai là đai vải cao su. Đai vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm. 2.Xác định các thông số bộ truyền • Đường kính bánh đai nhỏ: 3 1 3 1 1 (1100 1300) 10 (1100 1300) 1460 (208,78 246,01)( ) dc dc mm N D n D D = ↔ = ↔ = ↔ Tra bảng 5-1 trang 85 (sách THCTM) ta chọn 1 220( )mm D = Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện: 1 1 . . (25 30)( ) 60.1000 .220.1460 (25 30)( ) 60.1000 16,81 (25 30)( ) v m s m s m s n D π π = ≤ ÷ ⇔ ≤ ÷ ⇔ < ÷ Vậy đường kính đai thỏa mãn điều kiện. • Đường kính bánh đai lớn: 1 2 1 1 2 (1 ) (1 )i n D D D n ξ ξ = − = − 8 Ta có: hệ số trượt của đai vải cao su 0,01 ξ ≈ 2 2.220.(1 0,01) 435,6( )mm D = − = Tra bảng ta chọn 2 400mm D = • Khoảng cách trục A: Từ điều kiện hạn chế số vòng chạy u của đai trong 1 giây (để đai có thể làm việc được tương đối lâu), tìm được chiều dài tối thiểu min L của đai min axm v L u = Chọn ax 4 m u = min 16 4( ) 4000( ) 4 m mm L ⇒ = = = Tính A theo min L : [ ] 2 2 1 2 2 1 2 1 2 2 2 ( ) 2 ( ) 8( ) 8 2.4000 (220 400) 2.4000 (220 400) 8(400 220) 8 1510( ) L L A A A mm D D D D D D π π π π − + + − + − − = − + + − + − − = = 9 Để góc ôm α đủ lớn, khoảng cách trục A của bộ truyền cần thỏa mãn điều kiện: 1 2 2( ) 1510 2(220 400) 1240( ) A mm D D ≥ + ⇔ ≥ + = Vậy A thỏa mãn điều kiện. Cần chọn lại A = 1500mm, như vậy tuổi thọ của đai sẽ tăng lên (vì u giảm). Tính lại chiều dài đai: 2 2 1 1 2 2 2 1 1 2 ( ) 2 ( ) 2 4 ( ) 2.1500 ( ) 2 4.1500 3979,29( ) L A A L L mm D D D D D D D D π π − = + + + − = + + + = Cần thêm vào chiều dài tìm được trên đây một lượng l = 20,71 (mm) để dễ nối đai. • Kiểm nghiểm góc ôm trên bánh nhỏ. Góc ôm 1 α cần thỏa mãn điều kiện: 1 150 α ≥ o Ta có: 2 1 1 1 1 180 ( ).57 400 220 180 ( ).57 1500 173 9 A D D α α α − = − − = − ′ = o o o o o Như vậy 1 α thỏa mãn điều kiện trên. 10 [...]... 2( l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3 = 2( 8 +24 +10+90+1) +2. 10+110= 396mm 32 Trục III: L3= L2+l3+l4+l5 = 396+ 18+ 15+ 77= 506mm TRỤC 1: 0 33 1 Các số liệu ban đầu: d1 = 88mm H1=B /2+ b+a+b1 /2= 75 mm H2= b1+2c+ b3= 22 0 mm P1 = P2 = 1970,4 N Pr1 = Pr2 = 746 ,2 N Pa1 = Pa2 = 566,8N Mx1= 57145 N Tính phản lực ở các gối trục : d1 d − Pr1.H1 + Pa 2 1 − Pr 2 H 2 + RBy ( 2 H1 + H 2 ) = 0 2 2 d d Pr1.H1 + Pr 2 H 2 − Pa1 1 − Pa 2 1 2 2... rộng bánh răng: Góc ăn khớp: Góc nghiêng: Chi u cao răng: Chi u cao đầu răng: Độ hở hướng tâm: mn = 2mm z1 = 28 ; z2 = 164 A =20 0mm b1 = 600mm; b2 = 56mm α = 20 o β = 16o3′ h = 2, 25 .mn = 2, 25 .2 = 4,5mm hd = mn = 2mm c1 = 0, 25 .mn = 0, 25 .2 = 0,5mm 21 Khoảng cách trục: A =20 0mm Bề rộng bánh răng: b=60mm d c = mn Đường kính vòng chia: z cosβ 28 = 88mm cos16o3′ 164 ⇒ dc 2 = 2 = 316 mm cos16o3′ ⇒ d c1 = 2. .. Đường kính vòng đỉnh: d e = d c + 2mn ⇒ d e1 = 88 + 2. 2 = 92mm ⇒ d e 2 = 316 + 2. 2 = 320 mm Đường kính vòng chân: di = d c − 2mn − 2c ⇒ di1 = 88 − 2. 2 − 2. 0,5 = 93mm ⇒ di 2 = 316 − 2. 2 − 2. 0,5 = 311mm 13 Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng: 2 M x 2. 9,55.106.N = d n.d 6 2. 9,55.10 8, 736 P= = 1970, 4( N ) 1460.58 P= Lực hướng tâm: 22 Pr = P.tan α n 1970, 4.tan 20 o = = 746, 2( N ) cosβ cos16o3′ Lực dọc trục:... đỉnh: d e 3 = 121 + 2. 3 = 127 mm d e 4 = 374 + 2. 3 = 380 mm Đường kính vòng chân răng: di1 = 121 − 2, 5.3 = 113,5 mm di 2 = 374 − 2, 5.3 = 366,5 mm 13 Tính lực tác dụng lên trục P= Lực vòng: 2Mx d Ta có: Mx = P= Suy ra: 9,55.106.N 3 9,55.106.8,307 = = 319886 N n2 24 8 2. 319886 = 627 2 N 93 P = P2 = 627 2 N 1 Lực hướng tâm: Pr = P.tan α = 627 2.tan 20 ° = 22 82 N 29 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1 Chọn vật... răng nhỏ: 2 A 2. 247 = = 40 m ( i + 1) 3.5, 52 Số răng bánh răng lớn: z4 = z3 4, 52 = 30.4, 52 = 125 10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: Với z3 = 40; z 4 = 125 ⇒ y1 = 0, 451 ⇒ y2 = 0,517 Đối với bánh lớn: σ u2 = 19,1.106.k N 19,1.106.1,34.8,307 = = 705, 92 N / mm 2 y1.m2 z4 n3 b 0, 451. 32. 140.55.100 26 Đối với bánh nhỏ σ u1 = σ u 2 y2 705,93.0, 517 = = 809, 22 N / mm 2 y1 0,... RBy = 2 H1 + H 2 ∑ mAy = Pa1 ⇒ RAy = Pr1 + Pr 2 − RBy = 987 N ∑ mAx = P H1 + P2 H 2 − RBx ( 2 H1 + H 2 ) 1 ⇒ RBx = P H1 + P2 H 2 1 = 1570 N 2 H1 + H 2 ⇒ RAx = P + P2 − RBx = 23 71 N 1 Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm : - Ở tiết diện 1-1 : M u ( 1−1) = M uy 2 + M ux 2 34 Trong đó : d1 + RAy H1 = 90468 N 2 = RAx H1 = 177 825 N M uy = Pa1 M ux ⇒ M u ( 1−1) = 9046 82 + 177 825 2 = 199514 N - Ở tiết. .. tiết diện 2- 2 : d1 + RBy H1 = 54468 N 2 = RBx H1 = 147750 N M uy = Pa 2 M ux ⇒ M u ( 2 2 ) = 5446 82 + 14775 02 = 157470 N Tính đường kính ở 2 tiết diện 1-1 và 2- 2 theo công thức : d≥ 3 M td 0,1 ( σ ) Đường kính trục ở tiết diện 1-1 : M td = M u 2 + 0, 75M x 2 M td = 199514 2 + 0, 75.5713 52 = 20 5550 N [ σ ] = 50 Theo bảng 7 -2 d( 1−1) ≥ 3 20 5559 = 34,5 mm 0,1.50 35 Đường kính trục ở tiết diện 2- 2 : M td... rộng bánh răng cấp chậm: 110 mm - Chi u dài phần mayơ lắp với trục l5=1 ,2. d3 31 l5=1 ,2. 64= 77mm - Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, phân đôi cấp nhanh: Tổng hợp các kích thước trên, ta tìm được chi u dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đỡ Trục I: L1 =2( B+l2+a+b1) + b3 +2( c-1) +l3 +l4+l5 ⇒ L1 =2( 24+8+10+90) +110 +2( 10-1) +18+15+77= 502mm Trục II: L2 = 2( l2+B+a+b2+1)+... pháp: mn = (0,01 ÷ 0, 02) A = (2 ÷ 4)mm Theo bảng 3-1 chọn: mn = 2( mm) Sơ bộ chọn góc nghiêng: β = 10o Số bánh răng nhỏ: z1 = 2 A.cosβ 2. 200.cos10° = = 28 mn (i + 1) 2( 5,87 + 1) Số răng bánh lớn: 17 z2 = z1.i = 28 .5,87 = 164 Tính chính xác góc nghiêng: cosβ = Vậy ( z1 + z2 ).mn 1 92. 2 = = 0,96 2 A 2. 200 β = 16o3′ Kiểm tra lại chi u rộng b=90mm có thỏa mãn điều kiện b> 2, 5.mn 2, 5 .2 = = 18, 08 sin β sin16o3′... 1 82. 4, 52 sin 2. 20° ( i + 3) Ta có: Tương tự: 27 k N 0 b.n ( 4, 52 + 1) 3 thỏa mãn kqt 1, 34.8,519 110 .24 8 σ txqt1 = 5 82 N / mm 2 σ txqt1 = 5 82 < [ σ ] txqt1 = 1300 N / mm 2 ⇒ 3 1, 65 [ σ ] txqt 2 = 1105 N / mm2 ⇒ σ txqt 2 = 1100 N / mm 2 < thỏa mãn σ uqt = kqt σ u Kiểm tra sức bền uốn: Bánh răng nhỏ: σ uqt1 = 1, 65.61,84 = 1 02, 03 N / mm 2 Bánh răng lớn: σ uqt 2 = 1, 65.70, 08 = 115, 63 N / mm 2 . được chi u dài tối thiểu min L của đai min axm v L u = Chọn ax 4 m u = min 16 4( ) 4000( ) 4 m mm L ⇒ = = = Tính A theo min L : [ ] 2 2 1 2 2 1 2 1 2 2 2 ( ) 2 ( ) 8( ) 8 2. 4000 (22 0 400) 2. 4000. việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp, phân đôi cấp nhanh để ôn. 2 2( ) 1510 2( 220 400) 124 0( ) A mm D D ≥ + ⇔ ≥ + = Vậy A thỏa mãn điều kiện. Cần chọn lại A = 1500mm, như vậy tuổi thọ của đai sẽ tăng lên (vì u giảm) . Tính lại chi u dài đai: 2 2 1 1 2 2 2