THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TRỤC VÍT BÁNH VÍT, THS. ĐOÀN YÊN THẾ

Mục lục : TrangLời nói đầu 3, Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít 4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền trục vít – bánh vít II, Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 1, Vật l

Mục lục : TrangLời nói đầu

3, Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền trục vít – bánh vít

II, Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

1, Vật liệu chế tạo bánh răng

2, ứng suất cho phép

3, Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền bánh răng trụ

Phần 4 : Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ để hở

I, Vật liệu chế tạo bộ truyền ngoài

II, Tính toán ứng suất cho phép

III, Thiết kế bộ truyền

IV, Kiểm nghiệm bộ truyền theo độ bền uốn

V, Kiểm nghiệm bền tiếp xúc và quá tải

VI, Các thông số cơ bản của bộ truyền

3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

4, Xác định chiều dài và đờng kính các đoạn trục

III, Tính chọn then

1, Chọn then

2, Kiểm tra bền then

IV, Kiểm nghiệm bền mỏi trục về độ bền mỏi

3479991012131717172022292929313234343535353537384048484950

V, Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

II, Kiểu lắp và dung sai của các tiết máy quay trên trục

III, Kiểu lắp và dung sai lắp ghép ổ lăn

IV, Kiểu lắp và dung sai mối ghép then

V, Dung sai hình dáng và vị trí bề mặt

555757575858646464646565666667676769696970717172737373747475

Lời nói đầu :

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ bản

về kết cấu máy

Đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động cơ khí là sự áp dụng những kiến thức đã học đợc vào việc đi thiết kế một hệ dẫn động cụ thể Qua đồ án giúp em có một cái nhìn cụ thể hơn về ngành nghề cơ khí nói chung và chế tạo máy nói riêng

Trong quá trình thực hiện đồ án em rất cảm ơn sự giúp đỡ nhiệt tình của Th.sỹ Đoàn Yên Thế Sự giúp đỡ của thầy đã giúp em có thể nhanh chóng hoàn thành nhiệm vụ Khi thiết kế em cũng đã tham khảo tài liệu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( 2 tập ) của PGS.PTS Trịnh Chất và PTS Lê Văn Uyển

Phần 1 : Chọn động cơ dẫn động.

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ

là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong trờng hợp dùng hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ

ảnh hởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng nh các

bộ truyền ngoài hộp Muốn chọn đúng loại động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại đồng thời cần chú ý đến các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị cần đợc dẫn động

Trong các loại động cơ điện ta nhận thấy động cơ điện ba pha không

đồng bộ rôto ngắn mạch có các đặc điểm sau : Kết cấu đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy , có thể mắc trực tiếp vào lới điện

ba pha không cần biến đổi dòng điện

Nhng nó lại có nhợc điểm : Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với

động cơ ba pha đồng bộ ), không điều chỉnh đợc vận tốc (so với động cơ

điện một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn )

Nhờ có nhiều u điểm cơ bản trên , động cơ xoay chiều ba pha không

đồng bộ rôto ngắn mạch đợc sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp Để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải , thùng trộn ta sử dụng loại động cơ này

Để chọn động cơ ta tiến hành theo các bớc sau đây :

- Tính công suất cần thiết của động cơ;

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ;

- Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu

về quá tải, mômen mở máy và phơng pháp lắp đặt động cơ để chọn kích

th-ớc động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế

1, Xác định công suất động cơ :

Pct = Pt/ηt ( 1- 1 )

Với ηt = η1.η2.η3.η43

( 1- 2 ) gọi là hiệu suất của toàn bộ bộ truyền

η1- hiệu suất của bộ truyền ngoài;

η2- hiệu suất của bộ truyền trục vít bánh vít ;

η3- hiệu suất của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc ;

η4- hiệu suất của 1 cặp ổ lăn Tra bảng 2-3 trang 19 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( TKHDĐCK ) tập 1, ta đợc các giá trị sau : η1 = 0,93

η2 = 0,80

η3 = 0,96

η4 = 0,99Thay vào ( 1- 2 ) ta đợc : ηt = 0,6930Xác định công suất tính toán : Theo đề ra thì công suất dẫn động lò quay là P = 6 KW ; tải trọng không đổi trong quá trình làm việc và chịu va

đập nhẹ Nh vậy ta lấy công suất dẫn động lò quay là công suất thiết kế Thay Pt = 6 Kw , ηt = 0,6930 vào công thức ( 1- 2 ) ta thu đợc : Pct = 8,658 Kw

bộ truyền ngoài

Tra bảng 2- 4 trang 21 sách TKHDĐCK tập 1 , ta chọn :

uh = 80 ; un = 4 Thay vào ( 1- 4 ) ta đợc : ut = 80.4 = 320 Thay ut = 320 ; nlv = 9 ( vòng/phút ) vào công thức ( 1- 3 ) ta đợc nsb = 9 320 = 2880 ( vòng/phút )

Nh vậy với các kết quả tính đợc : Pct = 8,658 Kw ; nsb = 2880 và dựa vào phụ lục P1.3 trang 236 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn động cơ có số hiệu 4A132M2Y3

Các thông số cơ bản của động cơ 4A132M2Y3: n sb = 3000 vòng/phút

Pđc = 11 Kw ,

nđc = 2907 ( vòng/phút ),cosϕ = 0,90

η = 88,0 % ,

Tmax/Tdn = 2,2 ; Tk/Tdn = 1,6 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ :

Tk/Tdn = 1,6 > Tmm/T = 1,3

Nh vậy động cơ 4A132M2Y3 là phù hợp

Phần 2 : Phân phối tỷ số truyền của toàn bộ

hệ thống

1, Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống :

Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức sau :

ut = nđc/ nlv = 2907/9 = 323 Với sai số cho phép của vận tốc là δ = 6 %

2, Phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài :

ut = uh.un ( 2- 1 )

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền bánh răng nên ta chọn un = 4 dựa vào bảng 2- 4 trang 21 sách TKHDĐCK tập 1 Còn tỷ số truyền trong hộp giảm tốc đợc xác định dựa vào công thức ( 2- 1 )

Thay ut = 323 và un = 4 vào công thức ( 2-1 ) ta đợc :

uh = 80,75

3, Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc :

Tỷ số truyền trong hộp giảm tốc đợc tính theo công thức :

uh = u1 u2 ( 2 - 2 ) Trong đó : u1 là tỷ số truyền của cấp nhanh giữa trục vít - bánh vít

u2 là tỷ số truyền của cấp chậm : hai bánh răng trụ Theo yêu cầu thiết kế hộp giảm tốc trục vít - bánh răng , ta chọn VL chế tạo bánh răng thuộc nhóm I , với răng thẳng nên c = 2

Tra theo đồ thị hình 3-24 trang 49 sách TKHDĐCK tập 1, ta có :Với uh = 80 thì u1 = 22 ;

Với uh = 100 thì u1 = 27 ; Dùng nội suy với uh = 80,75 thì u1 = 22,0375Thay uh = 80,75 ; u1 = 22,0375 vào công thức (2 - 2 ) ta thu đợc : u2 = 3,667

Với sai số cho phép là δ = 6 % ta lấy gần đúng : u1 = 22,0 còn u2 = 3,67

4, Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục :Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ hệ thống dẫn

động , có thể tính đợc trị số của công suất , mômen và số vòng quay trên

Theo đầu đề thiết kế ta phải thiết kế bộ truyền ngoài và bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Theo đầu đề thiết kế thì hộp giảm tốc là loại trục vít - bánh răng Loại hộp giảm tốc này đợc sử dụng khi tỷ số truyền u = 50 130 đặc biệt có thể lên đến u = 480

So với hộp giảm tốc bánh răng - trục vít, hộp giảm tốc trục vít bánh răng có u điểm :

- Hiệu suất cao hơn

- Kích thớc bánh vít nhỏ hơn ( bộ truyền trục vít đặt ở cấp nhanh nên mômen xoắn nhỏ hơn ) do đó tiết kiệm đợc kim loại màu quý hiếm để chế tạo bánh vít

Thế nhng bộ truyền bánh răng - trục vít lại có u điểm :

- Khuôn khổ kích thớc hộp gọn hơn

- Vận tốc trợt nhỏ hơn do đó có thể dùng động cơ quay nhanh hơn để dẫn động hộp giảm tốc, đồng thời có thể dùng đồng thanh không thiếc rẻ hơn để chế tạo bánh vít

I, Thiết kế bộ truyền Trục vít - bánh vít :

1, Vật liệu của bộ truyền trục vít - bánh vít :Truyền động trục vít gồm trục vít và bánh vít ăn khớp nhau Nó đợc dùng để truyền chuyển động giữa các trục chéo nhau , thờng thì góc giữa hai trục là 900

Do các trục chéo nhau nh vậy nên trong truyền động trục vít xuất hiện vận tốc trợt vt hớng theo ren trục vít, trợt dọc răng làm tăng mất mát về ma sát, làm giảm hiệu suất, tăng nguy hiểm về dính và mòn Vì vậy đặc điểm này cần đợc chú ý trong quá trình thiết kế truyền động trục vít

Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính Mặt khác do tỷ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn vật liệu bánh vít

Bánh vít thờng đợc chế tạo từ vật liệu có tính chống dính tốt và khả năng giảm ma sát

Để thuận tiện trong thiết kế ta chọn vật liệu dựa vào trị số vận tốc trợt vt

Trị số của vt đợc tính theo công thức kinh nghiệm :

vt = 8,8 10-3( PI.u.nI2)1/3 ( 3 - 1 ) Trong đó : PI - công suất trên trục trục vít

u - tỷ số truyền của bộ truyền trục vít

nI - số vòng quay của trục vít Dựa vào bảng 1 ta có PI = 8,658 Kw ; u1 = 22,04 ; nI = 2940 vòng/phút Thay vào công thức ( 3 - 1 ) ta có :

vt = 8,8 10-3.(8,658 22,04 29072)1/3 = 10,319 m/s Dựa vào vt nh trên ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc kẽm chì ( thuộc nhóm I ) có ký hiệu bpOΠC 6-3-3 ,đúc bằng khuôn kim loại

Cơ tính của vật liệu chế tạo bánh vít :Giới hạn bền σb = 200 MPa ; giới hạn chảy σch = 100 MPa Vì tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu chế tạo trục vít là loại thép Cácbon đợc tôi cải thiện đạt độ rắn HB < 350 Để tiện cho việc chế tạo ta chọn vật liệu chế tạo trục vít là loại thép 50 dùng chế tạo bánh răng nhỏ trong bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc loại này có cơ tính :

Độ rắn HB = 245 , giới hạn bền σb = 800 MPa , giới hạn chảy σch = 530 MPa

2, Xác định các ứng suất cho phép :Trong tính toán ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít - bánh vít có một số điểm sau mà ta cần lu ý :

- Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép nên để thiết kế , chỉ cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của bánh vít Đơng nhiên các ứng suất cho phép này cũng phụ thuộc vào độ rắn của mặt ren trục vít và phơng pháp gia công lần cuối mặt ren trục vít

- Với các bánh vít làm bằng đồng thau không thiếc dạng hỏng về dính

là nguy hiểm hơn cả , do đó ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định từ

điều kiện chống dính , phụ thuộc vào trị số của vận tốc trợt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải , nói khác đi ứng suất tiếp xúc cho phép trong

trờng hợp này đợc xác định từ độ bền tĩnh chứ không phải từ điều kiện bền mỏi

- Vì đờng cong mỏi khi thử về uốn đối với các loại đồng thanh và đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc đối với đồng thanh thiếc có nhánh nghiêng khá dài , tới 25.107 chu kỳ chịu tải , trong khi ở phần lớn bộ truyền trục vít chu kỳ chịu tải nhỏ hơn khá nhiều , cho nên khi xác định ứng suất cho phép ngời ta dựa vào giới hạn mỏi ngắn hạn chứ không dựa vào giới hạn mỏi lâu dài nh đối với bộ truyền bánh răng

Nh vậy ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít đợc xác định nh sau :

a, ứ ng suất tiếp xúc cho phép :Bánh vít đợc làm bằng đồng thanh thiếc kẽm chì , ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định theo công thức :

[ σH ] = [ σHO ].KHL ( 3-2 ) Trong đó : [ σ HO ] là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ : [

b, ứ ng suất uốn cho phép :

Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc kẽm chì , ứng suất uốn cho phép

đợc xác định theo công thức sau :

[ σF ] = [ σFO ] KFL ( 3-4 ) Trong đó [ σFO ] là ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ, phụ thuộc vào số chiều quay

Do bộ truyền quay một chiều nên [ σFO ] = 0,25σb + 0,08σch Ngoài ra do trục vít làm bằng thép 50 nên :

ở đây hệ thống làm việc với tải trọng không thay đổi theo thời gian nên : NFE = 60 12000 131,896 = 949,65.105 = 9,4965.107

Vậy KFL = ( 106/9,4965.107 )1/9 = 0,603 Thay các giá trị của KFL và [ σFO ] vào công thức ( 3-4 ) ta có : [ σF ] = 58 0,603 = 34,97 ( MPa )

3, Thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít :

a, Khoảng cách trục : aw1

aw1 =

q

K T Z

q

H

] [

170 )

Nh vậy : Z2 = u1.Z1 = 2 22,04= 44,08 Lấy Z2 = 44 , thoả mãn điều kiện Z2 > Zmin = 26-28 ( để tránh cắt chân răng ) và Z2 < 80 ( để tránh gây nên biến dạng lớn của trục vít và kích thớc quá lớn )

Chọn sơ bộ q :

q ≥ 0 , 25 Z2 = 0,25 44 = 11,0 Dựa vào bảng7.3 trang 150 sách TKHDĐCK tập 1 chọn q =12,5 Chọn sơ bộ KH = 1,1

Thay các giá trị KH = 1,1 ; Z2 = 44 ; q = 12,5 ; [ σH ] = 113,25 MPa; T2

= TII = 491532,2 Nmm vào công thức ( 3-5 ) ta có :

aw1 = ( 44 + 12,5 )3

2

5 , 12

1 , 1 2 , 491532

25 , 113 44

a w

+ 2 1

2

=

44 5 , 12

209 2

= 0,25Thoả mãn điều kiện - 0,7 < x < 0,7

4, Kiểm nghiệm bền bộ truyền trục vít – bánh vít :

a, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc :ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã đ-

ợc thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau :

K T a

q Z

γw = arctg[ z1/(q + 2x)] = arctg[ 2/(12,5 + 2 0,25 ) = 8,7460

dw1 = (q+ 2x).m = ( 12,5 + 2 0,25 ).8 = 104 ( mm )

Với n1- số vòng quay của trục vít : n1 = nI = 2907 vòng/phút

Z - số mối ren trục vít : Z = 2

Thay vào ( 3-7 ) ta có :

vt = 3,14 104 2907/(60000.cos8,7460) = 16,0079 m/s Với vt nh trên thì vật liệu dùng để chế tạo bánh vít phải là đông thanh nhiều thiếc nh bpOΦ 10-1

Cơ tính của vật liệu :Với cách đúc khuôn cát thì σb = 200 MPa ; σch = 120 MPa ứng suất uốn cho phép : [ σH ] = [ σHO ].KHL

Với [ σHO ] = 0,75 σb = 150 MPa ; KHL = 0,755 Vậy [ σH ] = 0,755.150 = 113,25 MPa ;

ứng suất uốn cho phép : [ σF ] = [ σFO ] KFL ;Với [σFO] = 0,25σb + 0,08σch = 0,25.200 + 0,08.120 = 59,6 MPa

KFL = 0,603 Vậy [ σF ] = 59,6.0,603 =35,9388 MPa Hiệu suất của bộ truyền đợc tính theo công thức :

η = 0 , 95 ( )

ϕ γ

γ +

Vậy : η = 0,89

T2 = 28158,6 22 0,809 = 551345,338 Nmm

Hệ số tải trọng : KH = KH β KHv ( 3-9 ) Trong đó : KH β - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ; KHv - hệ số tải trọng động

KH β = 1 + ( Z2/θ)3( 1 - T2m/T2max )

Do tải trọng không thay đổi nên KH β = 1

Để xác định hệ số tải trọng động trớc hết dựa vào vận tốc trợt để tra cấp chính xác ,

Dựa vào bảng 7.6 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn cấp chính xác chế tạo

bộ truyền trục vít là cấp 7

Dựa vào bảng 7.7 sách TKHDĐCK tập 1 ta có : KHv = 1,2 Vậy KH = 1,2.1 = 1,2

Thay các giá trị Z2 = 44 ; T2 = 501188,76 Nmm ; q = 12,5 ; KH = 1,2 ;

aw = 225 mm vào công thức ( 3-6 )

Ta có : σH =

5 , 12

2 , 1 338 , 551345

225

5 , 12 44 44

σ

σ σ

= 0,0124 < 0,04 Thoả mãn điều kiện

b, Kiểm tra răng bánh vít về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá một giá trị cho phép

σF =

n

F F

m d b

K Y T

.

4 , 1

2 2

2

( 3-10 ) Trong đó : mn = m.cosγw - môđun pháp của bánh vít

YF = 1,48 Thay các giá trị vào biểu thức ( 3-10 ) ta có :

σF = 1,4.55134587.352,338.7,907.1,2.1,48 = 5,66 MPa Vậy điều kiện bền uốn thoả mãn

c, Kiểm nghiêm răng bánh vít về quá tải :Tơng tự nh bộ truyền bánh răng , bộ truyền trục vít có thể bị quá tải khi khởi động , hãm máy do đó cần kiểm nghiệm về độ bền qua tải

Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng , ứng suất tiếp xúc cực đại không đợc vợt quá một giá trị cho phép :

Nh vậy điều kiện quá tải thoả mãn

d, Tính nhiệt truyền động trục vít :Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( Với Aq ≈0,3A)

A = [0,7 (1 1000) (10,3 ) ] ( )

0

1

t t K K

P

d qt

− β ψ

ψ = 0,25 - hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy

β = 1 - hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa ( ở đây máy làm việc với tải trọng không đổi )

Kqt = 40 ( với n = 2907 v/p ) - hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp đợc quạt

t0 = 20 0C - nhiệt độ môi trờng xung quanh

td = 70 0C - Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu Đối với bộ truyền trục vít đặt trên

Thay các giá trị vào ta có :

A =

) 20 70 (

1 ].

40 3 , 0 ) 25 , 0 1 ( 13 7 , 0 [

57142 , 8 ).

8 , 0 1 ( 1000

− +

II, Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc :

1, Chọn vật liệu :Vật liệu để chế tạo bánh răng đợc chia làm 2 nhóm khác nhau về công nghệ cắt răng, nhiệt luyện và khả năng chạy mòn

Nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn bề mặt thấp nên có thể chế tạo chính xác sau khi nhiệt luyện , động thời bộ truyền có khả năng chạy mòn

Nhóm II có độ rắn HB > 350 , bánh răng đợc tôi thể tích , tôi bề mặt thấm cácbon , thấm Nitơ v.v Do độ rắn cao nên phải cắt răng trớc khi nhiệt luyện , sau khi nhiệt luyện phải dùng các nguyên công tu sửa đắt tiền

nh mài , mài nghiền v.v Răng có khả năng chạy mòn rất kém , do đó phải nâng cao độ chính xác chế tạo, nâng cao độ cứng của trục và ổ trục Tuy nhiên dùng thép nhóm II với độ rắn HRC = 50 60 ( 1 HRC ~10 HB ) có thể nâng cao ứng suất tiếp xúc lên tới 2 lần và nâng cao khả năng chịu tải của bộ truyền tới 4 lần so với thép thờng hoá hoặc tôi cải thiện

Nh vậy chọn loại vật liệu nào là tuỳ thuộc vào yêu cầu cụ thể : tải trọng lớn hay nhỏ , khả năng công nghệ và thiết bị cũng nh vật t đợc cung cấp, có yêu cầu về kích thớc nhỏ gọn hay không ?

Theo yêu cầu của đầu đề thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép nhóm I và bánh răng nhỏ có độ rắn mặt răng cao hơn bánh răng lớn 15

( [σH] - σH )/[σH] = 4 % ( 3 - 11 )

2, Xác định các ứng suất cho phép [ σH ] và [σF ] :

ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ] đợc xác định theo các công thức sau :

YS = 1,08 - 0,0695ln(m) - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, trong đó m - môđun, tính bằng mm

KxF - hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn ; KxF

lần lợt bằng 1 ; 0,95 ; 0,90 ; 0,85 ứng với da < 400 ; 700 ; 1000 và 1500 mm

Trong bớc thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.ZxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức ( 3-12 ) và ( 3-13) trở thành :

[ σH ] = σ0

HlimKHL/SH ( 3-12a );

[ σF ] = σ0

HlimKFC.KFL/SF ( 3-13a ) Trong đó :

σ0 Hlim và σ0

Flim lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở , dựa vào bảng 6.2 trang 94 sách TKHDĐCK tập 1 ta có :

Với bánh răng lớn : σ0

Hlim1 = 530 MPa và σ0

Flim1 = 414 MPa , Với bánh răng nhỏ : σ0

Hlim2 = 560 MPa và σ0

Flim2 = 441 MPa

SH , SF - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn , tra trong bảng 6.2 sách TKHDĐCK tập 1 ta đợc S H = 1,1; S F = 1,75

KFC - hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải , KFC = 1 khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay 1 chiều) ; KFC = 0,7 - 0,8 khi đặt tải hai phía ở đây ta lấy KFC

= 1

KHL , KFL- hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền , đợc xác định theo các công thức sau :

KHL = ( NHO/NHE )1/mH ( 3-14 ) ;

KFL = ( NFO/NFE )1/mF ( 3-15 )

ở đây :

mH , mF - bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = 6 ;

mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB < 350 hoặc bánh răng có mài mặt lợn chân răng ; mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lợn chân răng Nh vậy ở đây mH = mF = 6

NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về tiếp xúc

NHO = 30.H2,4

HB ( 3-16 )

Với HHB - độ rắn Brinen Với HB = 245 , Thay vào công thức ( 3-16 ) ta có :

NHO = 30.2452,4 = 16259974,39

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

NHE , NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Do bộ truyền chịu tải trọng không thay đổi theo thời gian nên :

[ σH2 ] = 580 1/1,1 =509,09 ( MPa );

[ σF1 ] = 414 1/1,75 = 236,57 ( MPa ) ;[ σF2 ] = 441 1/1,75 = 252 ( MPa )

Nh vậy các giá trị ứng suất cho phép về tiếp xúc và uốn tơng ứng là: [

σH ] = 481,8 MPa; [ σF1 ] = 236,57 MPa;

ứng suất uốn quá tải cho phép : [ σF1 ]max = 0,8.530 = 424 MPa [ σH ]max = 2,8.σc = 2,8 530 = 1484 MPa

3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :

ψ σ

Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra trong bảng 6.5 trang 96 sách TKHDĐCK tập 1 với vật cả 2 bánh răng đều

là thép Ka = 49,5

T1 - Mômen xoắn trên trục chủ động :

T1 = TII = 491532,2 Nmm ( xác định tại bảng phân phối tỷ số truyền

KH β - hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc và hệ số ψbd

ψbd = 0,53 ψba( u+1 )

ψbd = 0,53.0,3 ( 3,67+1 ) = 0,74253

Dựa vào bảng 6.7 ta có : KH β = 1,042

Nh vậy :

aw2 = 49,5.( 3,67 +1 )3

2 3 , 67 0 , 3 8

, 481

042 , 1 19 , 491532

= 291,2 mm Lấy : aw2 = 291 mm

a w

Với : aw2 = 291 ; m = 3 ; u = u2 = 3,67

Z1 = 3(32,664.291+1) = 41,59 Lấy Z1 = 42 răng

Z2 = u.Z1 = 3,67 42 = 154,14 Lấy Z2 = 154 răng

Nh vậy tỷ số truyền thực là : um = 154/42 = 3,67

Không sai khác so với tỷ số truyền ban đầu

Số răng tổng : Zt = Z1 + Z2 = 154 + 42 = 196 Tính lại khoảng cách trục theo m , Zt :

aw2 =

2

.Z t m

=

2

196 3

= 294 mm Trong sản suất đơn chiếc hoặc loạt nhỏ , ta lấy khoảng cách trục có tận cùng là 0 , 5 Vậy ta lấy aw2 = 295 mm

Ta cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 294 lên aw2 = 295 mm Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky :

y = 0 , 5 (Z1 Z2)

m

a w − + = 295/3 - 0,5( 42 + 154 ) = 0,333

ky = 1000y/Zt = 1000 0,333/196 = 1,7 Dựa vào ky tra bảng 6.10a trang 101 sách TKHDĐCK tập 1 ta có : Với

ky = 1 thì kx = 0,009 với ky = 2 thì kx = 0,032 Dùng nội suy với ky = 1,7 ta

đợc kx = 0,0251

Hệ số giảm đỉnh răng :

∆y = kx.Zt/ 1000 = 0,0251 196/1000 = 0,0049.

Tổng hệ số dịch chỉnh : xt = y + ∆y = 0,333+0,0049 = 0,3379Các hệ số dịch chỉnh của từng bánh răng :

x1 = 0,5 ( ( )

t t

Z

y Z Z

x2 = xt – x1 = 0,2665 mm

- Góc ăn khớp : cosαwt = Ztmcosα/(2aw) = 196.3.cos200/2.295 = 0,9317

αwt = 20,5260 .

4, Kiểm nghiệm bền bô truyền bánh răng trụ :

a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

σH = ZM.ZH.Zε ( ) [ ]H

w m w

m H

d u b

u K T

σ

≤

+ 2 3 3

1

.

1

2

( 3-19 ) Trong đó :

cos 2

526 , 20 2

0 cos 2

Sin = 1,745

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :Vì răng thẳng nên ta dùng công thức : Zε =

3

4 − εα

( 3-20)

Trong đó εα - hệ số trùng khớp ngang ; Tính gần đúng : εα = −  1 + 2 

1 1 2 , 3 88 , 1

1 2 , 3 88 ,

Thay vào ( 3-20) ta có : Zε =

3

783 , 1

4 − = 0,86

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

KH = KH β.KH α.KHv

KH β - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng : KH β = 1,042

KH α- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

v = π.dw3.nII/60000 = 3 , 14 126 , 5 131 , 896 600001 = 0,873 m/s Theo bảng 6.13 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn cấp chính xác 9

Nh vậy theo phụ lục P2.3 , KHv = 1,05 Vậy KH = 1,05 1 1,042 =1,0941

bw3 -chiều rộng vành răng : bw3 = ψab.aw2 = 0,3 295 = 88,5 mm

T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1= TII = 491532,2 Nmm [ σH ] - ứng suất tiếp xúc cho phép : [ σH ] =481,8 MPa

Thay các giá trị : Zm = 274 ; ZH =1,745 ; Zε = 0,86 ;TII = 491532,2 Nmm ; bw3 = 88,5 mm ; KH = 1,0941 ; um = 3,664 ; dw3 = 126,5 mm vào công thức ( 3-19) ta có :

σH = 274 1,745 0,86 2

5 , 126 67 , 3 5 , 88

) 1 67 , 3 (

0941 , 1 2 , 491532

= 408,1 MPa

Ta thấy : σH = 408,1 MPa < [ σH ] = 481,8 MPa

Ta xét đến công thức ( 3-11) :

8 , 481

1 , 408 8 ,

481 −

= 0,1529Không thoả mãn điều kiện (3-11), do đó chọn lại khoảng cách trục aw

042 , 1 2 , 491532

ba

ψ

Suy ra ψba = 0,338 thoả mãn điều kiện ψba nằm trong khoảng [ 0,25 0,5]

môđun : m = 0,01.aw = 0,01.280 = 2,8 lấy theo bảng tiêu chuẩn thì m =

x1 = 0,5[ xt - (Z2-Z1)y/Zt ] = 0,5 (-

187

) 167 , 0 ).(

40 147

) = 0,0478

x2 = xt - x1 = 0 - 0,0478 = - 0,0478 Góc ăn khớp : cosαtw =

280 2

20 cos 3

79 , 119 675 , 3 84

) 1 675 , 3 (

0941 , 1 2 , 491532

= 441,22 MPaTính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [ σH ]

Theo công thức ( 3- 12 ) : Với Zv = 1 ; KxH = 1; KHL = 1; SH = 1,1; do v

= 0,873 m/s < 5 m/s ; với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính

xác tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 àm , do

đó ZR= 0,95 Kết hợp với ( 3-12a ) ta có :

[ σH ] = 481,8.1.0,95 = 457,71 MPa Thay vào công thức (3-11) ta thấy :

[ ] [ ]H

H H

σ

σ

σ −

= ( 457,71 - 442,22 )/457,71 = 0,0338 < 0,04 Thoả mãn, nh vậy bộ truyền bánh răng trụ đảm bảo bền tiếp xúc

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quá một giá trịi cho phép :

Yε= 1/1,783 = 0,561

Yβ- hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng thì - hệ số kể

đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng thì Yβ = 1

YF1 , YF2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và bánh răng 2, phụ thuộc vào số răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh :

Tra trong bảng 6.18 sách TKHDĐCK tập 1 ta có :Với Z1 = 40 thì YF1 = 3,7

Z2 = 150 thì YF2 = 3,60 ; Z2 = 100 thì YF2 =3,6 Vậy với Z1 = 147 thì YF2

= 3,6

KF – hệ số tải trọng khi tính bền uốn :

KF = KF βKF αKFv ( 3-24 )Với KF β – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiêu rộng vành răng khi tính về uốn, tra trong bảng 6.7 ta đợc KF β = 1,02

KF α – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KF α= 1

KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

KFv = 1 + νFbw3dw3/( 2T1KF βKF α ) ( 3-25 )

với νF = δFg0v a w2 /u ( 3-26 )

các hệ số δF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16 ta đợc :

δF = 0,016 ; g0 = 73 thay δF = 0,016 ; g0 = 73 và v = 0,873 , aw2 = 280 mm ; u2 = 3,67 vào công thức ( 3-26 ) ta đợc : νF = 0 , 016 73 0 , 873 3280,67 = 8,9

Thay các giá trị νF ; bw3 ; dw3; T1 = TII; KF β ; KF β vào công thức ( 3-25 ) ta đợc :

KFv = 1 +

1 02 , 1 2 , 491532

2

79 , 119 84 9 , 8

= 1,088 Vậy : KF = 1,02.1.1,088 =1,10976 Thay các giá trị :

σF1 = 2.491532,842.1.119,10976,79..03,561.1.3,7 = 76,436 ( MPa ) Thay σF1 ; YF1 và YF2 vào công thức ( 3-23 ) ta có :

σF2 = 76,436 3,6/3,7 = 74,37 ( MPa ) Cả hai bánh răng đều thoả mãn điều kiện σF < [ σF ]

c, Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy ) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,3 , trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa , Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy phải kiểm nghiệm cả về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gãy dòn lớp bề mặt , ứng suất tiếp xúc cực

đại σHmax không đợc vợt quá một giá trị cho phép :

σHmax = σH K qt = 442,22 1,3 = 504,21 < [σH]max<1484( MPa )

Đồng thời để đề phòng biến dạng d hoặc hỏng tĩnh mặt lợn chân răng , ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép :

σFmax = σF .Kqt = 76,436 1,3 = 99,3668 < [σF]max= 424 ( MPa )

d, Bảng thống kê kích th ớc bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh và các thông số của bộ truyền :

PhÇn 4 : ThiÕt kÕ bé truyÒn ngoµi

I, VËt liÖu chÕ t¹o bé truyÒn b¸nh r¨ng ngoµi :

Vì bộ truyền bánh răng để hở không đợc bôi trơn đầy đủ , làm việc trong môi trờng chịu mài mòn lớn Do đó bánh răng để hở phải có khả năng chống mài mòn lớn , bề mặt răng phải có độ rắn cao Và dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền ngoài là gãy răng do chịu uốn

Ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng của bộ truyền ngoài là thép nhóm I

có độ rắn HB < 350, đó là thép 40X , nhiệt luyện bằng tôi cải thiện , loại thép này có cơ tính :

Độ rắn : HB1 = 280 ; và HB2 = 260 giới hạn bền σb = 950 MPa ; giới hạn chảy σch = 700 MPa

II, Xác định các ứng suất cho phép : [ σH ] ; [ σF ] ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ] đợc xác định theo các công thức sau :

YS = 1,08 - 0,0695ln(m) - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, trong đó m - môđun, tính bằng mm

KxF - hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn ; KxF

lần lợt bằng 1 ; 0,95 ; 0,9; 0,85 ứng với da < 400 ; 700 ; 1000 và 1500 mm Trong bớc thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.ZxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức ( 4-1 ) và ( 4-2) trở thành :

[ σH ] = σ0

HlimKHL/SH ( 4-1a );

[ σF ] = σ0

HlimKFC.KFL/SF ( 4-2a )

Trong đó :

σ0 Hlim và σ0

Flim lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở , dựa vào bảng 6.2 trang 94 sách TKHDĐCK tập 1 ta có :

KHL , KFL- hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền , đợc xác định theo các công thức sau :

KHL = ( NHO/NHE )1/mH ( 4-3 ) ;

KFL = ( NFO/NFE )1/mF ( 4-4 )

ở đây :

mH , mF - bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = 6 ;

mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB < 350 hoặc bánh răng có mài mặt lợn chân răng ; mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lợn chân răng Nh vậy ở đây mH = mF = 6

NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về tiếp xúc

NHO = 30.H2,4

HB ( 4-5 )

Với HHB - độ rắn Brinen Với HB1 = 280 , Thay vào công thức ( 4-5 ) ta có :

NHO1 = 30.2802,4 = 22402708,6 = 2,24.107 Với HB2 = 260 , Thay vào ( 4-5 ) ta có :

NHO2 = 30.2602,4 = 18752418,64 = 1,875.107

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

NHE , NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Do bộ truyền chịu tải trọng không thay đổi theo thời gian nên :

[ σF1 ] = 504 1/1,75 = 288 ( MPa ) ;[ σF2 ] = 468 1/1,75 = 267,43 ( MPa )

Nh vậy các giá trị ứng suất cho phép về tiếp xúc và uốn tơng ứng là: [

σH ] = 554,55 MPa; [ σF1 ] = 288 ; [ σF2 ] = 267,43 MPa

ứng suất uốn quá tải cho phép : [ σH ]max = 2,8.σch = 1960 ( MPa ) ;[ σF1 ]max = [ σF2 ]max = 560 ( MPa )

III, Tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền :

Để thiết kế bộ truyền ngoài , ta phải tính đợc mômen m

m = 1,4.3 [ ]

1

2 3

1 1

.

.

F d

F F

Z

Y K T

σ ψ

Trong đó :

ψd - hệ số chiều rộng bánh răng : Với bánh răng có độ rắn HB < 350 và lắp công sôn ta lấy ψd = 0,4

Z3 - số răng của bánh chủ động : chọn Z3 = 24 , vậy số răng của bánh

bị động Z4 = un.Z3 = 4.24 = 96 răng

T1- mômen xoắn trên bánh chủ động : T1 = TIII = 1711650,295 Nmm ( Dựa vào bảng phân phối tỷ số truyền )

KF β - hệ số tập trung tải trọng Tra theo đồ thị 10-14 trang 148 sách chi tiết máy tập 1 ta có : KF β = 1,03

YF3- hệ số dạng răng của bánh răng 3 : Tra theo đồ thị 10-21 trang 159 sách chi tiết máy tập 1 ta có YF3 = 3,92 ( với số răng Z3 = 24 )

[ σF3 ] - ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 :[ σF3 ] = 288 MPa

Bánh răng 2 có Z4 = 96 răng ( YF4 = 3,6 ); [σF4] = 267,43 MPa

Ta so sánh [ ];[ 2] 

2 1

1

F

F F

Y

σ σ

92 , 3 03 , 1 295 , 1711650

IV, Kiểm nghiệm bộ truyền theo độ bền uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại các đáy răng bánh 1 và bánh 2 là khác nhau do các hệ số dạng răng khác nhau , nhng ta chỉ cần kiểm tra trên bánh răng có ứng suất lớn nhất

Các ứng suất uốn sinh ra tại các chân răng của các bánh răng đợc tính theo công thức

σF = T b Y d K m K

w w

Fv F F III

.

2

3

β

≤ [ σF ] ( 4-8 ) Trong đó :

TIII = 1711650,295 Nmm- mômen xoắn trên bánh chủ động

ν

F F III

w w H

K K T

d b

2

. 3 3

( 4-10 ) Trong đó : dw3 - đờng kính vòng chia : dw3 = d3 = 144 mm

Thay vào ( 4-11 ) ta có :

νF = 0,016.82.0,271

4

) 1 4 (

144 + = 4,77

Thay vào ( 4-10 ) ta có :

KFv = 1 +

03 , 1 1 295 , 1711650

2

144 6 , 57 77 , 4

= 1,011 Thay các giá trị vào ( 4-8 ) ta có :

σF1 = 2.1711650144,295.57.3,66,92.6.1,03.1,011= 280,85 ( MPa )

Ta kiểm tra điều kiện ( 3-1 ) :( [σF1] - σF1 )/[σF1] = ( 288 - 280,85 )/288 = 0,0248 < 0,04 Vậy cả hai bánh răng đều thoả mãn về bền uốn

V, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và quá tải :

Ta nhận thấy bộ truyền thoả mãn về bền tiếp xúc do chỉ tiêu bền uốn đã thoả mãn Ta cần kiểm tra quá tải :

ứng suất quá tải đợc xác định theo công thức :

σF1max = σF1.Kqt = 280,85.1,3 = 365,105 MPa < 560 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 267,43.1,3 = 347,659 MPa < 560 MPa

Nh vậy điều kiện quá tải cũng thoả mãn Vậy bộ truyền thoả mãn bền

về cả uốn , tiếp xúc và quá tải

VI, Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Trục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có thể quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay, chỉ chịu đợc lực ngang và mômen uốn

Trục truyền luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn Các hộp trong hộp giảm tốc hộp tốc độ là những trục truyền

Chi tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục truyền là độ bền, ngoài ra là độ cứng và đối với các trục quay nhanh là độ ổn định dao động

II, Tính thiết kế trục :

Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ Muốn vậy cần biết trị số, phơng, chiều và điểm đặt của tải trọng tác dụng lên trục, khoảng cách giữa các gối đỡ và từ gối đỡ đến các chi tiết lắp trên trục

1, Tải trọng tác dụng lên trục :Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít - bánh vít, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối Trọng lợng của bản thân trục và trọng lợng các chi tiết lắp trên trục chỉ đợc tính ở cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ đợc bỏ qua

a, Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng và trục vít :

- Bộ truyền trục vít - bánh vít :

Fa1 = Ft2 = 2T2/d2 = 2T1ηu/d2

Ft1 = Fa2 = Fa1.tg( γ + ϕ ) ( 5-1 )

Fr1 = Fr2 = Fa1.cosϕ.tgα/cos(γ + ϕ ) Trong đó :

d2 - đờng kính vòng chia bánh vít , d2 = 352 mm

T2 - mômen xoắn trên trục bánh vít : T2 = TII = 491532,2 Nmm( Xác

định trong bảng phân phối tỷ số truyền trong phần 2 ) ;

γ - góc vít , γ = 8,7460 Thay các giá trị vào ( 5-1 ) ta có :

T1 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = TII = 491532,2 Nmm ( TII đợc xác định trong bảng phân phối tỷ số truyền ở phần 2 )

dw1 - đờng kính vòng lăn bánh chủ động , dw1 = 119,78 mm

αtw - góc ăn khớp , αtw = 19,710 Thay vào công thức ( 5-2 ) ta có :

đợc nối, tải trọng phụ sẽ xuất hiện Lực hớng tâm Frk này có thể lấy gần

Vậy : Ft = 2.28158,6 /63 = 893,9 N Thay vào ( 5-3 ) ta có : Frk = 893,9 N

c, Sơ đồ động biểu diễn tải trọng tác dụng lên trục trong hộp giảm tốc :

2, Tính sơ bộ trục :

Đờng kính trục đợc xác định chỉ dựa vào mômen xoắn theo công thức :

d 3

] [ 2 ,

Trục I : dI = 3

12 2 , 0

6 , 28158

Lấy dI = 25 mm Trục II : dII = 3

12 2 , 0

2 , 491532

Lấy dII = 60 mm Trục III : dIII = 3

12 2 , 0

Từ đờng kính trục sơ bộ ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0

:

Trục I có dI = 25 ; b01 = 17 mm Trục II có dII = 60 mm ; b02 = 31 mm Trục III có dIII = 90 mm ; b03 = 43 mm Dựa vào bảng 10.4 trang 191 sách TKHDĐCK tập 1 ta tính chiều dài của từng trục trong hộp giảm tốc :

a, Trục I ( trục vít ) :Chiều dài mayơ nửa khớp nối : lm11 = 1,4dI = 1,4.25 = 35 mm Tra theo bảng 10.3 trang 189 sách TKHDĐCK tập 1 ta chọn :Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 12 mm

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 = 10 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ : k3 = 15 mm.Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 16 mm

Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục thứ nhất : l11 = 0,9daM2 = 0,9.384 = 345,6 mm

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến khớp nối trục : l12 = - lc11 Trong đó lc11 là khoảng công sôn trên trục I :

lc11 = 0,5( lm11 + b01) + k3 + hn = 0,5( 35 + 17 ) + 15 + 16 = 57 mm Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tâm trục bánh vít : l13 = l11/2 = 172,8