Đồ án cơ sở thiết kế máy hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi

2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng dựa vào bảng 3-6 và 3-8Để đảm bảo cặp bánh răng ăn mòn đều khi làm việc với thời gian dài và ăn khớp tốt, chúng em chọn độ cứng của bánh răng nhỏ lớ

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là một môn học rất quan trọng trong ngành cơ khí nhằm mục đích rèn luyện cho sinh viên những kỹ năng, khả năng vận dụng lý thuyết đã học để giải quyết những yêu cầu thực tế của sản xuất như thiết kế các chi tiết máy, bộ phận máy đảm bảo các yêu cầu về kinh tế, kỹ thuật

Vì đây là lần đầu tiên bắt tay vào công việc thiết kế nên có nhiều mới mẽ và

bở ngở Do kiến thức còn hạn chế nên trong quá trình thiết kế và tính toán chắc chắn không tránh khỏi những thiếu sót Kính mong được các thầy chỉ dẫn tận tình

để đồ án của chúng em thành công hơn nữa

Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy Th.S Huỳnh Quốc Khanh và các cán

bộ, giảng viên, các bạn sinh viên đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này

Cần Thơ, tháng 4 năm 2015Nhóm sinh viên thực hiệnNguyễn Quốc HuyNguyễn Đức Thái

MỤC LỤC

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

2.3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 12 2.3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 22

2 3 2

2 2 1

2

1

t + t + t

t M + t M +

1 ) 5 , 962 9 0 ( 6 ) 5 , 962 ( 1 ) 5 , 962 8

64 , 13 82 , 928 9550

.

=

= n

25 , 0 1000 60

1000 60

phút vòng D

Với: η1=0,95hiệu suất bộ truyền đai hở

2  0 , 92hiệu suất bộ truyền xích hở

η3=0,97hiệu suất bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp nhanh

η4=0,97hiệu suất bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp chậm

5 0 , 995hiệu suất của một cặp ổ lăn

6  1hiệu suất của khớp nối

0,8 1 0,995 0,97

0,97 0,92

Vì động cơ làm việc ở chế độ dài hạn, phụ tải thay đổi, theo các thông số tính toán

ta chọn loại động cơ có công suất lớn hơn 1,66 (k.W) Theo phụ lục Công suất và vận tốc của động cơ điện (Thiết kế chi tiết máy tác giả Nguyễn Trọng Hiệp, NguyễnVăn Lẫm), ta chọn loại động cơ mang nhãn hiệu AO2(A0JI2)31-4, có công suất động cơ Ndc=2,2kW, tốc độ động cơ 1430 (vòng/phút), hiệu suất 82,5% (Động cơ không đồng bộ ba pha có roto đoản mạch loại AO2, công suất từ 0,6-100kW, điện

áp 220V/380V, che kín có quạt gió)

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, ta tính lại tỉ số truyền cho toàn

25 , 0 1000 60

1000 60

phút vòng D

Với ihộp – tỉ số truyền của hộp giảm tốc và ihộp= icấpnhanh.icấp chậm

iđai – tỉ số truyền ngoài hộp

Vậy phân phối tỉ số truyền như sau:

Tỉ số truyền của bộ truyền đai: iđai=3,26

Tỉ số truyền của bộ truyền xích: ixích=3

Tỉ số truyền của cặp bánh răng nghiêng số 1 hay bánh răng cấp nhanh: i n=3,57

Tỉ số truyền của cặp bánh răng thẳng số 2 hay bánh răng cấp chậm: i c=3

1.2.1 Công suất động cơ trên các trục

a Công suất động cơ trên trục I

nIV= 13 , 65

3

96 , 40

1.2.3 Xác định moment xoắn trên các trục

a Moment xoắn trên trục động cơ

d Moment xoắn trên trục III

MIII= 9,55.106.NIII /nIII = 9,55.106 1,77/40,96=412683,1 (N.mm)

e Moment xoắn trên trục IV

Làm việc 16h/ngày, 300 ngày/năm , thời gian sử dụng 5 năm

Sử dụng động cơ điện không đồng bộ

Truyền động thường

Thiết kế đai thang

Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việcđược trong điều kiện môi trường ẩm ướt, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm,lại có sức bền và tính đàn hồi cao Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động cóvận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

2.1.2 Chọn loại đai

Giả thiết chọn vận tốc đai v>10m/s có thể dùng đai loại O hoặc A bảng (5-13) [3]

Ta tính theo cả hai phương án và chọn phương án nào có lợi hơn

Kích thước tiết diện đai axh (mm) bảng (5-11) [3]

Kích thước tiết diện đai a0xh0(mm) bảng (5-11) [3] 8,5x2,110x6 11x2,813x8Diện tích tiết diện đai (F,mm2) bảng (5-11) [3] 47 81Định đường kính bánh đai nhỏ Theo bảng 5-14 lấy D1,mm 70 100

1 0,074960.1000

.1430

D

= D

Với  =0,02 (theo tài liệu thiết kế chi tiết máy – Nguyễn

Trọng Hiệp và Nguyễn Văn Lẫm ) [3]

223,58 319,4

Số vòng quay thực n2 của trục bị dẫn trong vòng 1phút : (5-8)

phút) (vòng

D

D

= D

D ) (

= n D

1 1

n

n n

= Δ

2.

2 1 2 2

1

) D (D + ) D + (D

Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã

lấy theo tiêu chuẩn

8

8 2L

1 2

2 1 2 2

1+ D ) + π(D + D ) (D D ) π(D

237≤A

≤840Thỏa ĐK Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: (5-20)

=1,2N/mm2 và theo chỉ số D1, tra bảng 5-17 tìm được ứng

suất có ích cho phép σ P0 (N/mm2)

t

C hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra bảng 5-6 0,8 0,8

α

C hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm,tra bảng 5-18 0,89 0,89

Cv hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19 1,04 1,02

Số đai tính theo công thức: (5-22) [3]

Zvσ  C C C F

v α t

0

α Z

=

Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A, vì có số đai ít hơn, chiều rộng

và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với phương án dùng đai loại O

Chọn số răng đĩa xích nhỏ Z1 theo bảng (6- 3): Z1= 25

 Số răng đĩa xích lớn: Z2= ixích Z1= 3 25= 75

2.2.4 Định bước xích t

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

số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn

Hệ số điều kiện sử dụng k: (6-6)

k= kđ kA ko kđc kb kc= 1,2 1 1 1,25 1,5 1,25= 2,8

Trong đó :

kđ= 1,2 : Hệ số xét đến tính chắt tải trọng (tải trọng va đập trung bình)

kA= 1 : Hệ số xét đến chiều dài xích (Giả sử A= (30÷ 50)t )

ko= 1 : Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đia xích làm với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600)

kđc= 1,25 : Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục không điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích)

kb= 1,5 : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn định kì)

kc= 1,25 : Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca).Công suất tính toán Nt : (6-7)

400

I

o n

n

: Hệ số vòng quay đĩa dẫn ( lấy n01= 400vg/ph

là số vòng quay cơ sở, tra bảng (6- 4)

Bước xích được chọn theo bảng (6- 4), thỏa điều kiện: Nt ≤ [N] => Với

no1=400 vg/ph Chọn được xích ống con lăn một dãy (ҐOCT 10947- 64), có:OCT 10947- 64), có:Bước xích: t= 15,875 (mm)

Diện tích băn lề: F= 67,5 (mm2)

Công suất cho phép: [N]= 5,1 (k.W)

Với loại xích này, theo bảng (6- 1), ta được:

Các kích thước chủ yếu của xích: C= 9,65; D=10,16; l1=23,7 ; b= 14,73; d=5,08; l=13,28

Tải trọng phá hỏng: Q= 23 000 (N)

Khối lượng 1 mét xích: q= 0,96 (kg)

Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích dẫn theo điều kiện: nI ≤ ngh

Với ngh – số vòng quay giới hạn, phụ thuộc bước xích và số răng đĩa xích Tra bảng (6- 5) => ngh ≈ 2125 (vg/ph)

=>Thỏa mãn điều kiện nI= 438,65 ≤ ngh=2125

2.2.5 Định khoảng cách trục A và số mắc xích X

Chọn khoảng cách trục sơ bộ: A= (30÷ 50)t => Chọn A= 40t

Số mắc xích X : (6-4)

58 , 131 40

2

25 75 40

2 2

75 25

2

2 2

2 2

1 2 2

t A

t Z Z t

A Z Z X

65,438.25

Theo bảng (6- 7),số lần va đập cho phép trong một giây [u]= 45

 Điều kiện u ≤ [u] thỏa

Tính chính xác khoảng cách trục A (6-3) theo số mắc xích đã chọn X= 132 :

mm

Z Z Z

Z X Z

Z X t A

12 , 643 2

25 75 8 2

75 25 132 2

75 25 132 4

875 , 15

2 8 2

2 4

2 2

2 1 2 2

2 1 1

2.2.6 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa dẫn : (6-1)

25

180 sin

875 , 15 180

sin

0 1

Z

t

mmĐường kính vòng chia đĩa bị dẫn :

75

180 sin

875 , 15 180

sin

0 2

2 15 , 1 10 6

10

N

k t

N

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.3 Thiết kế bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng (dựa vào bảng 3-6 và 3-8)

Để đảm bảo cặp bánh răng ăn mòn đều khi làm việc với thời gian dài và ăn khớp tốt, chúng em chọn độ cứng của bánh răng nhỏ lớn hơn so với độ cứng của bánh răng lớn khoảng (2550) HB

HB1 = HB2 + (2550) HB Bánh răng nhỏ: thép 45 thường hóa có độ cứng: HB= 190

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có:

Mmax - momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

=> Ntđ2 = 5.16.300.60.40,96.[(0,8)2.1 +12.6+ (0,9)2.1]

= 4,39.108 > N0 = 107 ( bảng 3-9)Với N0 là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3 – 9)

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1 = i.Ntđ2 = 3,57.4,39.108 = 1,56.109 > N0

=> K’N = 1 ( hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc )

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[ ]tx2 = [ Notx].k’N = 2,6.160 = 416 N/mm2

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[ ]tx1 = [ Notx].k’N = 2,6.190 = 494 N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ ]tx2= 416 N/mm2

b Xác định ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

Trong đó: Mi; ni; Ti - momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng sốgiờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax - momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Giới hạn mỏi uốn của thép 45   1=0,43.600=258 N/mm2; giới hạn mỏi uốn của thép 35   1=0,43.500=215 N/mm2.

Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K =1,8

Vì bộ truyền quay 2 chiều nênbánh răng làm việc 2 mặt và ứng suất uốn thay đổiđổi chiều nên dùng công thức (3-6) để tính ứng suất uốn cho phép

2 6

.

.

10 05 , 1

n

N K

ibn- tỷ số truyền của cặp bánh răng nghiêng ibn= 3,57

2 6

.

.

10 05 , 1

n

N K

96 , 40 338 , 1 4 , 0

83 , 1 3 , 1 57 , 3 416

10 05 , 1

i

n A n



(CT 3 – 17 )

= 602.1000.175.(.1463,57,221) = 0,59 (vg/ph) < 5m/sVới vận tốc này có thể chọn chế tạo bánh răng với cấp chính xác là 9 ( theo bảng 3-

11 )

2.3.7 Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Chiều rộng bánh răng:

b =  A.A = 0,4.175 = 70 mm lấy b=70Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:

Kđ- hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độrắn bề mặt răng.

Giả sử b >

 sin

5 ,

26 , 1

= 173 mm ( CT 3-21)

2.3.8 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc

nghiêng của răng

Trị số môđun pháp mn:

mn = (0,010,02).173 = (1,733,46) mm (CT 3 – 22 )

Chọn trị số mô đun theo tiêu chuẩn ( bảng 3-1) mn= 3mm

Chọn sơ bộ góc nghiêng = 100 => cos = cos100

Tổng số răng của hai bánh:

Zt = Z1 + Z2 =

n m

A cos 

2

( CT 3-28 )2

Kttbảng +1

= 2.1733.cos10 =113,58Lấy Zt = 114 răng

Z



1 = 11143,57  24,94

Ta lấy Z1 = 25 răng

Trị số Z1 lớn hơn chỉ số giới hạn cho trong bảng 3-15

Số răng của bánh răng lớn Z2 = 25.3,57 89,25

.2

3.5,2'

0 = 49,49 mm

2.3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương của bánh răng nhỏ:

Ztđ1 =



2 1

6 1

10.1,19





b n Z m y

N K I n

3-34)

5 , 1 70 22 , 146 26 3 429 , 0

83 , 1 26 , 1 10 1 , 19

2

6

28,57N/mm2   1= 95,96 N/mm2

Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

7 , 23 57 , 28 517 , 0

429 , 0

2

1 1

y

y u

tx

n b

N K i

i

)1(

10.05,1

'

3 6



96 , 40 70 25 , 1

83 , 1 2 , 2 26 , 1 ) 1 57 , 3 ( 57 , 3 173

10 05 ,

Trong đó Kqt = 2,2 (hệ số quá tải)

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (CT 5- 43) :

Bánh nhỏ: [ ]txqt1 = 2,5[ ]Notx = 2,5 494 = 1235 N/mm2

Bánh lớn: [ ]txqt2 = 2,5[ ]Notx = 2,5 416 = 1040 N/mm2

Ta thấy ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải  txqt nhỏ hơn ứng suấttiếp xúc cho phép khi quá tải [ ]txqt1 và [ ]txqt2 nên đảm bảo được điều kiện bềntiếp xúc khi qua tải đột ngột.

Ứng suất uốn cho phép công thức 3-46 :

Trong đó Kqt = 2,2 (hệ số quá tải)

2.3.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

25 3 cos

89 3 cos

.

0

Khoảng cách trục A=173 mm

Chiều rộng bánh răng b= 70 mm

Đường kính vòng đỉnh răng:

De1 = d1 + 2mn = 75,9 + 2.3 = 81,9 mm

De2 = d2 + 2mn = 270,1 + 2.3 = 276,1 mmĐường kính vòng chân răng:

Mx =

n

N

10 55 ,

( CT 3-53)

22 , 146 88 , 75

83 , 1 10 55 , 9



96 , 40 12 , 270

77 , 1 10 55 , 9

20 29 , 3150

tg P

' 43 8 cos

20 54 , 3058 cos

.

0

0 2

2.4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng (dựa vào bảng 3-6 và 3-8)

Để đảm bảo cặp bánh răng ăn mòn đều khi làm việc với thời gian dài và ăn khớp tốt, chúng em chọn độ cứng của bánh răng nhỏ lớn hơn so với độ cứng của bánh răng lớn khoảng (2550) HB

HB1 = HB2 + (2550) HB Bánh răng nhỏ: thép 45 thường hóa có độ cứng: HB= 190

a Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[ ]tx = [ Notx].k’N

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có:

Mmax - momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

=> Ntđ4 = 5.16.300.60.13,65.[(0,8)2.1 +12.6+ (0,9)2.1]

= 1,46.108 > N0 = 107 ( bảng 3-9)Với N0 là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3 – 9)

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ3 = i.Ntđ4 = 3.1,46.108 = 4,38.108 > N0

=> K’N = 1 ( hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc )

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[ ]tx4 = [ Notx].k’N = 2,6.160 = 416 N/mm2

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[ ]tx3 = [ Notx].k’N = 2,6.190 = 494 N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ ]tx4= 416 N/mm2

b Xác định ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

Trong đó: Mi; ni; Ti - momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng sốgiờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax - momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Giới hạn mỏi uốn của thép 45   1=0,43.580= N/mm2; giới hạn mỏi uốn của thép 35   1=0,43.480=206,4 N/mm2.

Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K =1,8

Vì bộ truyền quay 2 chiều nênbánh răng làm việc 2 mặt và ứng suất uốn thayđổi đổi chiều nên dung công thức (3-6) để tính ứng suất uốn cho phép

4 , 249

4 , 206

.

.

10 05 , 1

n

N K

 - hệ số chiều rộng bánh răng A= 0,4

  tx- ứng suất tiếp xúc cho phép   tx= 416

ibt- tỷ số truyền của cặp bánh răng thẳng ibt= 3

.

.

10 05 , 1

n

N K

65 , 13 4 , 0

77 , 1 3 , 1 3 416

10 05 , 1

i

n A n



(CT 3 – 17 )

= 260...1000272,5.(.313,651) = 0,097 (vg/ph)Với vận tốc này có thể chọn chế tạo bánh răng với cấp chính xác là 9 (theo bảng 3-11)

2.4.7 Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

rộng bánh răng:

b =  A.A = 0,4.272,5 = 109 mmXác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:

Kđ- hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độrắn bề mặt răng.

2

1 05 ,

23 , 1

= 267,518 mm ( CT 3-21)Lấy A=267,5mm

2.4.8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng

Môđun được chọn theo khoảng cách trục A như sau:

m = (0,010,02)A = (0,010,02).267,5 = ( 2,6755,35) mm (CT 3 –

22 )

Chọn trị số môđun theo tiêu chuẩn ( bảng 3-1) m= 4mm

Số răng của bánh răng nhỏ:

Z3 = (2 1)

bt i m

A

= 24.(26731,5) = 33,4375Lấy Z3 = 33 răng

Số răng của bánh răng lớn:

2

Kttbảng +1

Đối với bánh răng nhỏ

115 96 , 40 33 4 451 , 0

77 , 1 23 , 1 10 1 , 19

.

10 1 , 19

2 6 3

2 3

6

b n Z m y

N K III u

Thỏa  1 < [ ]u3 = 92,37 N/mm2

Đối với bánh lớn công thức 3- 40

34 , 32 07 , 37 517 , 0

451 , 0

2

1 1

y

y u

u 

2.4.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Khi bánh răng chịu quá tải đột ngột (lúc mở máy, hãm máy v.v ) với hệ số quá

tx

n b

N K i

i

) 1 (

10 05 ,

65 , 13 107

77 , 1 2 , 2 23 , 1 ) 1 3 ( 3 5 , 267

10 05 ,

Bánh nhỏ: [ ]txqt3 = 2,5[ ]Notx = 2,5 494 = 1235 N/mm2

Bánh lớn: [ ]txqt4 = 2,5[ ]Notx = 2,5 416 = 1040 N/mm2

Ta thấy ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải  txqt nhỏ hơn ứng suấttiếp xúc cho phép khi quá tải [ ]txqt3 và [ ]txqt4 nên đảm bảo được điều kiện bềntiếp xúc khi qua tải đột ngột

Ứng suất uốn cho phép công thức 3-46 :

Trong đó Kqt = 2,2 (hệ số quá tải)

2.4.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Chiều rộng bánh răng nhỏ b3= 115 mm

Chiều rộng bánh răng lớn b4= 109 mm

Đường kính vòng đỉnh răng:

De3 = d3 + 2mn = 132 + 2.4 = 140 mm

De4 = d4 + 2mn = 396+ 2.4 = 404 mmĐường kính vòng chân răng:

(CT 3- 49 và 3 – 53)

96 , 40 132

77 , 1 10 55 , 9



65 , 13 396

7 , 1 10 55 , 9

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao , có thể nhiệt luyện được , và dễ giacông.vì đặc tính tải trọng va đập trung bình , quay hai chiều, và làm việc trong thờigian 5 năm.nên chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa Ta có thông số cơtính của vật liệu chế tạo trục như sau:

C : hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép

N : công suất truyền trên trục

Đường kính trục I: công suất truyền trên trục N = 1,83 kW ; hệ số phụ thuộcứng suất xoắn cho phép C = 120 (đối với đầu trục vào của hợp giảm tốc và trụctruyền chung) ; số vòng quay của trục n = 146,22 vg /ph

dI 3 146 , 22

83 , 1 120

≥ = 27,86 mm Lấy dI = 30 mm

Đường kính trục II: công suất truyền trên trục N = 1,77 kW ; hệ số phụ thuộcứng suất xoắn cho phép C = 120 (đối với đầu trục vào của hợp giảm tốc và trụctruyền chung) ; số vòng quay của trục n = 40,96 vg /ph

dII 3 40 , 96

77 , 1 120

≥ = 42,11mm Lấy dII = 45 mm

Đường kính trục III: công suất truyền trên trục N = 1,7 kW ; hệ số phụ thuộcứng suất xoắn cho phép C = 120 (đối với đầu trục vào của hợp giảm tốc và trụctruyền chung) ; số vòng quay của trục n = 13,65 vg /ph

dIII 3 13 , 65

7 , 1 120

≥ = 59,9 mm Lấy dIII = 60 mm

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số dI, dII, dIII ở trên ta có thểlấy

dII = 45 mm để chọn loại ổ bi 1 dãy cỡ trung tra bảng 14P, ta có được chiều rộngcủa ổ

B = 25 mm

Xác định gần đúng.

Để tính các kích thước chiều dài của trục, ta dựa vào (bảng 7-1 hình 7 – 3)

Ta chọn các kích thước như sau:

- Khe hở của các bánh răng và thành trong của vỏ hộp: ∆ = 10 mm

- Khoãng cách từ thành trong của vỏ hộp đến mặt bên của ổ lăn: l2 = 10 mm

- Chiều rộng ổ B = 25 mm

- Khoảng cách giữa các chi tiết quay :c=10 mm

- Chiều cao bulong ghép nắp ổ và chiều dày nắp: l3 = 20mm

- Khe hở giữa mặt bên bánh xích và đầu bulong: l4 = 20mm

- Chiều dày mayo lắp với trục: l5= (1,2…1,5).dII= 66 mm

- Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: b=70

- Chiều rộng bánh răng cấp chậm: b1= 115 mm , b2=109 mm

Tổng hợp các kích thước ở bảng trên ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết

và khoảng cách giữa các gối đỡ

70 ( 2 / ) 2 2

e = (a+b+c)/2 = (67,5+205+67,5)/2 =170mm

Pr2 Pa1

Pr3 P3

Pr4 P4

z

y

x o

Hình 3.1 Kích thước giữa các đoạn trục và gối đỡ

Pr1

y o z

Hình 3.2 Phản lực ở các gối trục 1 theo phương yoz



∑m Ay  M a1 R x.lP r1.aP r1.(ab) M a1 R By.(abc)  0

N c

b a

l Rx b a

5 , 67 205 5 , 67

5 , 85 7 , 792 ) 205 5 , 67 2 (

01 , 1160

) 2 (

Pr 1 Pr

N Rby

Rx Ray  2 Pr 1   792 , 7  2 1160 , 01  960 , 67  2152 , 05

x o z

Hình 3.3 Phản lực ở các gối trục 1 theo phương xoz ∑m Ax = P1.a +P1.(a+b)- RBx.(a+b+c)=0

=>RBx=

c b a

b a P





 )2.(

1 =315067,,295.(2052.67,567,2055 )= 3150,29 (N)

∑F x = -RAx+ P1 +P1- RBx=0

=>RAx= 2P1- RBx=3150,29.2 – 3150,29= 3150,29 (N)Tính mômen :

Mux Nmm

Mx Nmm

0

Muy Nmm

Hình 3.4 Biểu đồ nội lực trục 1