Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn (Kèm File Autocad)

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HCMTRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA GVHD: Thầy DƯƠNG ĐĂNG DANH Sinh Viên Thực Hiện: TP HCM 05/2012... •Số liệu thiết kếCông suất trên trục thùng trộn :P=3,5 kW Số vòng quay t

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HCM

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

GVHD: Thầy DƯƠNG ĐĂNG DANH

Sinh Viên Thực Hiện:

TP HCM 05/2012

MỤC LỤC

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện 1

1.2 Phân phối tỉ số truyền .1

1.3 Lập bảng đặc tính của động cơ .1

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 1

2.2 Thiết kế bánh răng 1

2.2.1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh 1

2.2.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm 1

2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn 1

2.3 Thiết kế trục và then hộp giảm tốc 1

2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép 1

2.3.2 Thiết kế sơ bộ moment xoắn: 1

2.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực

2.3.4 Thiết kế trục 1

2.3.5 Kiểm tra độ bền trục 1

2.3.6 Kiểm nghiệm then

2.4 Tính toán chọn ổ và nối trục 1

2.5.1 Vỏ hộp

1

2.5.2 Bulông và các chi tiết tiêu chuẩn

1

2.5.3 Một số chi tiết khác 1

2.5.3.5 Nút thông hơi 1

•Số liệu thiết kế

Công suất trên trục thùng trộn :P=3,5 kW

Số vòng quay trên trục thùng trộn :n= 30(vòng/phút)

Thời gian phục vụ :L= 6 (năm)

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

( 1năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)

ηkn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi

ηd = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai thang

ηbr1 = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

ηbr2 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

ηol = 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn

60 12

28 2 , 0 60 2 , 0 12 5 , 3

.

.

) (

2 2

2

3 2 1

3

2 3 2

2 2 1

2 1 2

kW T

T T

T T

T

t t t

t T

T t T

T t T

T p t

t T

T P P P

i

i i td

t

= +

• Công suất cần thiết của động cơ:

Như vậy cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 1,64 (kW)

• Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Tỷ số truyền của hệ:

uh = uhgt.ud

Trong đó

uhgt = 10,5 : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

ud = 3 : Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang

=n

)(64,1

sb

kW

p ct

 Ta chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ: dựa vào bảng P1.3 [1]

Kiểu động cơ suất(kW)Công quay(v/p)Vận tốc cosϕ η%

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỷ số truyền thực sự khi đã chọn động cơ:

667,3130

n

n u

)(64,1841,0

379,1

• Phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc

Tỷ số truyền chọn sơ bộ là

uhgt = 10,5Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:

Ta xem hộp giảm tốc bánh răng phân đôi như là hộp giảm tốc khai triển với cấp nhanh là cặp bánh răn chữ V, còn cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng

5 , 10 2

,

1 = =

= hgt ch

u u

5496 , 3 958 , 2 2 , 1 2 ,

= ch

nh u u

Tỷ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc là

10,4997

= 58 3,5496.2,9

= u u

=

uhgt nh chSai số tỷ số truyền hộp giảm tốc:

% 0028 , 0

% 100 5 , 10

4997 , 10 5 , 10

667 , 31

5 , 3

= η η

) ( 756 , 3 97 , 0 99 , 0

607 , 3 2

3

p

br ol

=

=

= η η

) ( 952 , 3 96 , 0 99 , 0

756 , 3 1

2

p

br ol

=

=

=

η η

) ( 162 , 4 95 , 0

952 , 3

p p

950

u

n n

d

dc = =

=

) / ( 89 5496 , 3

315 1

u

n n

) ( 05 , 41839 950

162 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

n

p T

dc

dc

) ( 603 , 119814 315

952 , 3 10 55 , 9 10 55 ,

1

1 6

756 , 3 10 55 , 9 10 55 ,

2 2 6

607 , 3 10 55 , 9 10 55 ,

3

3 6

5 , 3 10 55 , 9 10 55 ,

n

p T

• Thông số kĩ thuật để thiết kế:

Công suất bộ truyền: P1 = 4,162kW

bo(m m)

h(mm )

yp(m m)

A(m m)

Chiều dài đai

T1(N.m ) d1(mm) Đai

thang B 14 17 10,5 4,0 138

6300

800-

40-190 140-280

2.1.2.Tính đường kính bánh đai nhỏ d 1 :

Tính sơ bộ: d1 =1,2.dmin =1,2.140=168(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn: d1 = 180 mm

Tính vận tốc đai v1 :

)/(954,860000

950.180.60000

1 1

2.1.3.Chọn hệ số trượt tương đối và tính d 2 :

Chọn hệ số trượt tương đối ξ =0,01

Tính sơ bộ d2 :

d u

,3

016,314,

2.1.4.Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai L:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo đường kính d2, với u d =3,14

L sb

85 , 2346

560 4

180 560 2

560 180 560

2

4 2

2

2

2 1 2 2 1

=

− +

+ +

=

− + + +

= π π

2 2

−

L k

190 2

180 560 2

63 , 640

4

190 8 61 , 1337 61

, 1337

4 8

2 2

2 2

=

− +

=

∆

− +

, 417

560 180 2 5 , 10 560 180 55 , 0

2

55 ,

⇔

+

≤

≤ + +

a

a

d d a h d d

Ta thấy a=640,63mm thỏa điều kiện

954 ,

 Điều kiện được thỏa

2.1.6 Tính góc ôm đai:

0 0

1 2 1

120 2 , 146 63 , 640

180 560 57 180

57 180

( 24 , 1 ) 1 ( 24 ,

2 , 146 110

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:

14 , 1

2500

6 6 0

, 0

=

z

C là hợp lý

2.1.7.Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai:

Áp dụng công thức 4.17 và 4.18 tài liệu [1]

2 , 4

5 , 12 19 2

z

(tra sách )

Chiều rộng bánh đai:

mm44

=2.12,5+1)19-(2

=2e+1)t -(z

=

B

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:

mm188,4

=2.4,2+180

=2h+d

=

da1 1 0

Đường kính ngoài của bánh đai lớn:

mm568,4

=2.4,2+560

=2h+d

=

da2 0

2.1.8.Tính lực tác dụng lên trục và lực căng đai ban đầu F 0 :

Lực căng đai ban đầu:

N zA

4142

0 = =

Lực vòng có ích:

N v

P

954,8

162,4.10001000

82,464

Từ công thức:

498,082,464414.2

82,464414.2ln55,2

12

2ln1222

1

12

0

0 '

0 0 0 0

t f

f t f f

f t

F F

F F f

F F

F F e

F e F e F e

e F F

α

α

α α

α α

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

(giả sử biên dạng bánh đai γ = 380 )

162 , 0 2

38 sin 498 , 0 2 sin

2

2,146sin.414.22sin

v u t v

σσ

σmax = 1+ 1+ = 0 +0,5 + 1+

Trong đó:

MPa E

d y

MPa z

A F

MPa z

A F

u

t t

44,4100.180

4.2.2

684,12.138

82,464

5,12.138

414

1

0 1

0 0

(Trong đó E là modul đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2)

MPa0,0962

=.101200.8,95410

v ρσ

(Với là khối lượng riêng của đai: chọn ρ =1200kg/m3)

 Vậy ta có:

MPa5,799

=0,0962+

4,44+0,5.1,684+

1,5

=

.5,

=

s3,5816

=i

8

=m

max

1 -σ

)(85,130525816

,3.3600.2

10.799,59

.3600.2

10.L

7 8

7 max

h

h i

m r

2.2.1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng:

Chọn thép C45 thường hóa Theo bảng 6.13 tài liệu [3] ta có:

• Ứng suất tiếp xúc cho phép

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

[ ]

H

HL H

H

s

K

9,0

lim 0

MPa HB

H

H

54070235.2702

57070250.2702

2 2

lim

0

1 1

lim

0

=+

=+

=

=+

=+

HO HL

N

N

Trong đó:

NHE : số chu kỳ làm việc tương đương

NHO: số chu kỳ làm việc cơ sở

MH : bậc của đường cong mỏi, và có giá trị MH =6

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định bằng công thức 6.36 tài liệu [3]

i

T

T c

28

2 0 28 60 12

60

2 , 0 28 60 12

12

315

.

60

6

3 3

3 1

3 max 1

Ck

T

T T

T T

T

t n T

T c

i

i i i HE

5496,3

10.625,

[ ]

s K

MPa s

K

H

HL H

H

H

HL H

H

82 , 441 1

, 1

1 9 , 0 540 9

, 0

36 , 466 1

, 1

1 9 , 0 570 9

, 0

2 2

lim 0 2

1 1

lim 0 1

σ σ

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo 6.40a tài liệu [3]

[ ]σH min= 441 , 82 ≤[ ]σH = 321 , 2 ≤ 1 , 25 [ ]σH min = 552 , 28MPa

Điều kiện không thỏa nên ta chọn:

[ ] [ ]σH = σH min = 441,82MPa

• ứng suất uốn cho phép

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo 3.20 tài liệu [3]:

[ ]

F

FL OF

MPa HB

OF

OF

423235

.8,18

,1

450250

.8,18

,1

2 2

lim

1 1

FO FL

NFE : số chu kỳ làm việc tương đương

NFO: số chu kỳ làm việc cơ sở, thông thường lấy NFO=5.106 đối với tất cả các loại thép

Số chu kỳ làm việc tương đương theo 3.22 tài liệu [3]

c=1 : số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay

Tuổi thọ : Lh=6.250.8.2=24000 giờ

28

2.0286012

60

2,0286012

12

.315.24000

60

6

6 6

6 1

6

max 1

Ck

T

T T

T T

T

t n T

T c

i

i i

i FE

10 34 , 15 5496

, 3

10 46 ,

10

5 6 2

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm

việc cơ sở ( NFE1 > NFO1, NFE2 > NFO2) Nên ta có:

1.450

σ

[ ]F 241,71MPa

75,1

1.423

ψ ψ

• Hệ số tập trung tải trọng Kβ

Dựa vào ψbd , tra bảng 6.4 tài liệu [3] ta xác định được các hệ số tập

trung tải trọng:

094,1

;052,

[ ]

3 1 2

2)1(43

u

K T u

a

H ba

H

σ ψ

052 , 1 119814,603 )

1 5496 , 3 (

30cos

m

a

n

w n

w

 ( ) 2,5(3,5496 1)

40cos.160.21

% 095 , 0 5496

, 3

5496 , 3 5833 , 3

u m

theo công thức 3.37 ta có: gốc nghiên răng

( 1 2) ( ) 30,750

160.2

86245,2cos2

a

z z m ar

2

86245,2cos

m

d n 69 , 82

) 75 , 30 cos(

24 5 , 2

m

d n 250 , 17

) 75 , 30 cos(

86 5 , 2

d

d a1 = 1+2 n =69,82+2.2,5=74,82

mm m

d

d a2 = 2 +2 n =250,17+2.2,5=255,17

Đường kính vòng đáy:

mm m

d

d f1 = 1 −2,5 n =69,82−2,5.2,5=63,57

mm m

d

d f2 = 2 − 2 , 5 n = 250 , 17 − 2 , 5 2 , 5 = 243 , 92

Bề rộng răng:

mm a

b = w ψba = 160 0 , 315 = 50 , 4

2.2.1.7 chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng được tính theo công thức :

s m n

d

60000

315.82,69.14,360000

2.2.1.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 6.16, lực vòng:

N d

T F

w

82,69.2

119814,603

22

tg F

F t nw

)75,30cos(

)20(.05,1716

0 1

βα

Theo công thức 6.18 tài liệu [3], lực dọc trục:

N tg

tg F

02342,1

=

Hv

K

04684,1

=

Fv

K

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.63 tài liệu [3]:

( )

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

12

Z

α

β

2sin

cos2

=

Với

( ) 1,54795

,22.2sin

75,30cos22

sin

cos2

95,2275

,30cos

20cos

0 0

0 0

nw tw

Z

tg acrtg

tg acrtg

αββ

αα

11

733,175,30cos86

124

12,388,1

cos112,388,1

0

2 1

−

=

α ε

α

ε

βε

Z

z z

Hệ số tải trọng tính:

2166,113,1.02342,1.052,1

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

5,

281

5833,3.4,50.2

15833,32166,1.119814,603

2.82

,69

7596,0.547,1.275

12

1 1

H

s

K K Z Z K

lim 0

862,0152,1.85,085

,

= v

Z v

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn

Thông thường chon Kl=1

Hệ số ảnh hưởng của kích thướng răng

Theo công thức 6.39 ta có:

021,110

82,6905,110

05,1

021,1.1.862,0.95,082,4419

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Ứng suất cho phép theo theo công thức 6.52 tài liệu [3]

[ ]

F

FC X

R FL OF

F

S

K Y R Y

σ

σ = lim

Trong đó:

Hệ số khi xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi

KFC=1 khi quay 1 chiều

Hệ số khi xét đến ảnh hưởng của độ nhám

YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số kích thước

=0,005.2,5-

1,05

=0,005m-

172,0082,

Y Y Y

FC x

R F F

FC x R F F

28,2541.014,1.0375,1.171,241

52,2701.014,1.0375,1.114,275

2 2

1 1

567,349,135

2,1347,32,1347,3

819,381,37

2,1347,32,1347,3

49,13575

,30cos

86cos

81,3775

,30cos

24cos

2 2

1 1

0 3

3

2 2

0 3

3

1 1

=+

=+

=

⇒

=+

=+

v F

v v

z Y

z Y

z z

z z

ββ

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ ] [ ] 71,287

567,3

28,254

835,70819,3

52,270

2 2 1 1

Y

Y

σσ

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.Ứng suất uốn được tính theo công thức 6.78 tài liệu [3]:

m b

K F Y

w

F t F

F =

σ

Hệ số tải trọng tĩnh:

Fa Fv F

=

KF

Ứng suất tính toán:

[ ] MPa MPa

MPa

m b

K F Y

F F

F

w

F t F F

52,270554

,59

554,595

,2.4,50

145,1.05,1716.819,3

1 1

1

1 1

σσ

Vậy độ bền uốn được thỏa.

2.2.2 T hiết kế bộ truyền cấp chậm

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng:

Chọn thép C45 thường hóa Theo bảng 6.13 tài liệu [3] ta có:

• Ứng suất tiếp xúc cho phép

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức

[ ]

H

HL H

H

s

K

9 , 0lim 0

MPa HB

H

H

540 70

235 2 70 2

570 70

250 2 70 2

2 2

lim 0

1 1

lim 0

= +

= +

=

= +

= +

HO HL

N

N

Trong đó:

NHE : số chu kỳ làm việc tương đương

NHO: số chu kỳ làm việc cơ sở

MH : bậc của đường cong mỏi, và có giá trị MH =6

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định bằng công thức

i

T

T c

28

2.0286012

60

2,0286012

12

.89.24000

60

6

3 3

3 1

3

max 1

Ck

T

T T

T T

T

t n T

T c

i

i i

i HE

958 , 2

10 281 , 16

4 , 2

10 07 , 176

6 6 1

178 , 1 10 504 , 5

10 71 , 146

6 6 2

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.13 tài liệu [3]

MPa s

K

H

HL H

H

H

HL H

H

46 , 520 1

, 1

178 , 1 9 , 0 540 9

, 0

09 , 470 1

, 1

008 , 1 9 , 0 570 9

, 0

2 2

lim 0 2

1 1

lim 0 1

σ σ

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên theo 6.40a ta có:

[ ] σH min = 470 , 09 ≤ [ ] σH = 350 , 66 ≤ 1 , 25 [ ] σH min = 587 , 61 MPa

Điều kiện không thỏa nên ta chọn:

[ ] [ ] σH = σH min = 470 , 09 MPa

khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo 3.20 tài liệu [3]:

[ ]

F

FL OF

MPa HB

OF

OF

423 235

8 , 1 8

, 1

450 250

8 , 1 8

, 1

2 2

lim

1 1

Hệ số tuổi thọ KKL được xác định theo công thức 6.48 tài liệu [3]

F m FE

FO FL

NFE : số chu kỳ làm việc tương đương

NFO: số chu kỳ làm việc cơ sở, thông thường lấy NFO=5.106 đối

với tất cả các loại thép

Số chu kỳ làm việc tương đương theo 3.22 tài liệu [3]

c=1 : số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay

Tuổi thọ : Lh=6.250.8.2=24000 giờ

) ( 10

28

2 0 28 60 12

60

2 , 0 28 60 12

12

89 24000

.

60

6

6 6

6 1

6

max 1

Ck

T

T T

T T

T

t n T

T c

i

i i

i FE

10 201 , 5 958

, 2

10 386 ,

10

5 6 2

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm

việc cơ sở ( NFE1 > NFO1, NFE2 > NFO2) Nên ta có:

1.423

14,25775

,1

1.450

=

ba

ψ

Ta suy ra giá trị ψbd dựa vào công thức

( ) 0 , 9895

2

) 1 958 , 2 ( 5 , 0 2

ψ ψ

• Hệ số tập trung tải trọng Kβ

Dựa vào ψbd , tra bảng 6.4 ta xác định được các hệ số tập trung tải trọng:

0078425 ,

1

; 039475 ,

1 ( 50

u

K T u

a

H ba

H

σ ψ

039475 ,

1 403031,461 )

1 958 , 2 (

225 2 )

1 (

2

+

= +

=

u m

, 2 38

u m

Sai số tương đối tỷ số truyền:

% 2

% 037 , 0 958

, 2

947 , 2 958 , 2

h =2,25 =2,25.3=6,75

Đường kính vòng chia:

mm mz

d1 = 1 = 3 38 = 114

mm mz

d2 = 2 = 3 112 = 336

Đường kính vòng lăn:

mm d

d

mm d

2

1 1

d d

mm m

d d

a

a

342 3

2 336 2

120 3

2 114 2

2 2

1 1

= +

= +

=

= +

= +

=

Đường kính vòng đáy:

mm m

d d

mm m

d d

f

f

5 , 328 3

5 , 2 336 5

, 2

5 , 106 3

5 , 2 114 5

, 2

2 2

1 1

b = w ψba = 225 0 , 5 = 112 , 5

2.2.1.7 chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng được tính theo công thức :

s m n

d

v 0 , 53 /

60000

89 114 14 , 3 60000

2.2.1.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 6.16, lực vòng:

N d

T F

w

114

403031,461

22

tg F

F r1 = t1 αw =7070,73 (21,68)=2810,92

2.2.1.9 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v = 0,53 m/s và cấp chính xác là 9 tra bảng 6.6 ta xácdịnh được hệ số tải trọng động:

11,1

06,1

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.63 tài liệu [3]:

( )

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

12

82,143

4

82,1112

138

12,388

,

1

112,388,1

2 1

−

=

α ε

Hệ số tải trọng tính:

102,11.06,1.039475,

1

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

57,360

947,2.5,112

1947,2102,1.461,030314.2.114

852,0.706,1.275

12

1 1

H

s

K K Z Z K

lim 0

798,053,0.85,085

,

= v

Z v

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn

Thông thường chon Kl=1

Hệ số ảnh hưởng của kích thướng răng

Theo công thức 6.39 tài liệu [3] ta có:

[ ] [ ]Z Z K K [ ] MPa

d K

xH l V R H H

xH

496 , 403 9

0

019 , 1 1 798 , 0 95 , 0 09 , 470 9

0

019 , 1 10

114 05 , 1 10 05 , 1

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Ứng suất cho phép theo theo công thức 6.52 tài liệu [3]

[ ]

F

FC X

R FL OF

F

S

K Y R Y

σ

σ = lim

Trong đó:

Hệ số khi xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi

KFC=1 khi quay 1 chiều

Hệ số khi xét đến ảnh hưởng của độ nhám

YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số kích thước

1,035

=0,005.3-

1,05

=0,005m

172,0082,

Y Y Y

FC x R F F

FC x R F F

14,2501.9999,0.035,1.171,241

74,2841.9999,0.035,1.114,275

2 2

1 1

588,3112

2,1347,32,1347,3

817,338

2,1347,32,1347,3

1120

cos

112cos

380cos

38cos

2 2

1 1

0 3 3

2 2

0 3 3

1 1

=+

=+

=

⇒

=+

=+

v F

v v

z Y

z Y

z z

z z

ββ

Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[ ]

588,3

14,250

166,65817,3

74,248

2 2 1 1

Y

Y

σσ

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.Ứng suất uốn được tính theo công thức 6.78 tài liệu [3]:

m b

K F Y

w

F t F

F =

σ

Hệ số tải trọng tĩnh:

Fa Fv F

MPa

m b

K F Y

F F

F

w

F t F F

74,284459

,89

459,893

.5,112

1187,1.73,7070.817,3

1 1

1

1 1

σσ

Vậy độ bền uốn được thỏa

2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngân dầu:

Tính từ tâm thì mức dầu phải phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất ( điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất

cả các bánh răng)

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7÷2) chiều cao răng (h2 = 2,25m) của bánh răng bị động của cấp nhanh, nhưng ít nhất là 10mm

h2 = 2,25m = 2,25.2,5=5,625mmKhoảng cách mức dầu thấp nhất và cao nhất là:

3

342 10 2

17 , 255

3

10 2

2 ' 2

Với da2 = 255,17 bánh bị động cấp nhanh

d’

a2 = 342 bánh bị động cấp chậm

vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu

2.3 Thiết kế trục và then hộp giảm tốc

2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép:

Chọn: [τ] 20MPa đối với trục vào và ra; [τ] 15MPa đối với trục trung gian

2.3.2 Thiết kế sơ bộ moment xoắn:

Theo công thức 10.4 ta có:

mm

T d

mm

T d

97 , 65 20

333 , 1148228

5 5

21 , 51 15

461 , 403031

5 5

05 , 31 20

603 , 119814

5 5

3

3 33

3

3 22

3

3 11

Theo tiêu chuẩn ta chọn:

mm d

mm d

mm

d1=32 , 2 =52 , 3 =66Dựa vào đường kính trên và kích thước ta phác thỏa lực của hộp giảm tốc:

2.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực

Chọn:

k1 = 10 mm :khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k2 = 8 mm :khoảng từ mặt nút của ổ đến thành trong của hộp

k3 = 15 mm :khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn = 18 mm :chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Chiều dài m ayơ bánh dai, bánh răng, nối trục :

Theo bảng 10-2 [1] ta có thể xác định chiều rộng ổ lăn b0 theo dsb

( )mm b ( )mm b ( )mm

b01=19 ; 02 =23 ; 03=33

- Trục 1

l12 =- lc12 =0,5(lm12 + b01) + k3 + hn= 0,5(40+19) +15 +18= 76(62,5)=76mm (62,5mm)

l23 = l22 + 0,5(lm22+ lm23)+k1=65,2 + 0,5(67,5 + 23) +12 =156,65mm

• Tính các phản lực:

Theo phương x:

N F

F F F

F F F F F

x D x C x E x B

x D x C x E x B x

1 , 3432 05

, 1716 05

, 1716

0 0

1 1 1 1

1 1 1 1

= +

= +

= +

⇔

= + +

−

−

⇔

= +∑

F

F F

F M

x E

x E x

D x

C

A

y

05 , 1716 1

, 248 05 , 1716 2

, 65 05 , 1716 3 , 313 1

0 3 , 313 1 , 248 2

, 65 0

1

1 1

1

= +

=

⇔

=

− +

F

F F F F F F

y A y D y C y E y B

y E y D y C y B y A y

3 , 661 24 , 292 77 , 726 77 , 726

0 0

1 1 1 1

1

1 1 1 1 1

=

− +

=

− +

= +

−

⇔

=

− + + +

−

⇔

= +

95 , 918

02 , 35644 02

, 35644 1

, 248 77 , 726 2 , 65 77 , 726 76 24 , 792 3 , 313 1

0 3

, 313 1

, 248 2

, 65 76

0

1 1

1 1 1

1 1

1

=

⇔

− +

− +

=

⇔

= +

− +

y E

D C y

E y

D y

C y

A

B

x

F F

M M F

F F

F M