Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Thuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máyThuyết minh đồ án chi tiết máy

Mục lục

Trang A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I – Chọn động cơ 4

II- Phân phối tỷ số truyền 6

III- Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục 7

B- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh I- Chọn vật liệu bộ truyền bánh răng trụ 8

II- Xác định ứng xuất tiếp xúc mỏi cho phép 9

III- Xác định ứng xuất mỏi cho phép 9

IV- Xác định ứng xuất quá tải cho phép 10

VI- Xác định thông số bộ truyền 11

VII- Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc 12

VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít 13

IX- kiểm nghiệm quá tải 14

X- xác định các kích thớc hình học của bộ truyền 14

C- Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm I- Chọn vật liệu 16

II- Xác định ứng xuất cho phép 17

III- Tính chọn một số thông số bộ truyền 19

IV- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 20

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23

V- Kiểm nghiệm quá tải 24

VII- Các thông số bộ truyền 25

VIII- Xác định lực trên bộ truyền bánh răng 27

D- Tính bộ truyền xích I- Chọn số răng đĩa xích 28

II- Xác định một số thông số bộ truyền 28

III- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn 30

IV- Tính các thông số bộ truyền 31

V- Tính kiểm về độ bền tiếp xúc 32

VI- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền xích 32

E- Tính trục I- Chọn vật liệu trục 34

II- Xác định sơ bộ đờng kính trục và khoảng cách gối 34

III- Xác định trục về độ bền mỏi 43

V- Kiểm nghiệm chính xác đờng kính trục 37

IV- Kiểm nghiệm độ cứng của trục 51

VI- Tính chọn then 52

VII- Tính chọn ổ 55

VIII- Tính chọn khớp nối 61

G- Kết cấu vỏ hộp 61

H- Tính chọn dầu và mỡ bôi trơn 67

K- Xác định và chọn các kiểu lắp 69

M- Phơng pháp lắp ráp các chi tiết trên hộp 71

J- Tính nhiệt 73

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I- Chọn động cơ.

1-xác định công suất động cơ p

Công suất trên trục động cơ điện đợc xác định theo công thức sau:

Pct=



t

P

Trong đó : Pct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw]

Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw]

 - Hiệu suất truyền động

+/ Ta có :

 = ôl4 2

BR x

Trong đó : ôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

BR- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

x - Hiệu suất của bộ truyền xích

Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra đợc hiệu suất của các bộ truyền,nó đợc thống kê ở bảng sau

Hiệu suất Số lợng Giá trị

Nh vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán Pt ,

mà công suất đợc xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng

t

100 =

0 2

1 t t t

t lv



Trong đó:

tlv = t1 +t2 =1+2,5= 3,5(giờ)- thời gian làm việc

t0-thời gian nghỉ ; tck – thời gian chu kỳ

 ts = 4

5 , 3

6

=

7,85 (KW)

2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.

Ta có : nsb=nlv.ut.

Trong đó:

nsb- Số vòng quay đồng bộ

nlv- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay

ut- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động

Đối với hệ thống băng tải ta có :

nlv=

340 14 , 3

85 , 0 60000

1000

D- Đờng kính tang quay [mm]

Với sơ đồ đề bài ra thì tỉ số truyền của toàn hệ thống :

Ut=Uh.Ux.

Uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

Ux : tỉ số truyền của bộ truyền xích;

Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn đợc Uh=14,Ux=2.1 Vậy nsb=nlv..Ut= 47,77.2,1 = 1404,4 [v/ph].

T T

Ta có Ut =

lv

dc n

n

.Trong đó : nđc- Số vòng quay của động cơ

nlv- Số vòng quay của trục tang

III- 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 của hệ thống dẫn động

ta tính đợc trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục



I

I n

463 , 7 10 55 ,



II

II n

nIII=

92 , 2

384 , 304

167 , 7 10 55 ,



III

III n

241 , 104

598 , 6 10 55 ,



IV

IV n

Bánh răng là bộ phận rất quan trọng trong hộp giảm tốc nói riêng và hệ thống truyền động nói chung Bánh răng dùng để truyền động giữa các trục ,thông thờng có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mô men.Việc bánh răng h hỏng trong quá trình hoạt động là rất nguy hiểm Cho nên cần thiết phải tính toán thiết kế bánh răng sao cho phù hợp ,đảm bảo an toàn trong sử dụng ,tiết kiệm đợc chi phí vật liệu nhằm đạthiệu quả cao nhất

Việc thiết kế truyền động bánh răng đợc tiến hành qua các bớc sau :

II- xác định ứng suất cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác

định theo công thức sau

[H] =

H

HL xH v r H

S

K K Z

0

lim



[F ] =

F

Fc FL xF s R F

S

K K K Y

0 lim



.Trong đó :

0 Flim- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z R Z v K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1, do đó công thức ứng

suất cho phép là:

[H] =

H

HL H

S

K

K

0 lim



.Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245 Mpa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB2=230 Mpa

tra bảng 6.2/1/ đợc

0 Hlim = 2.HB +70 và S H =1,1.

0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75.

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi loại thép

N Fo = 4.10 6

Ta xác địnhhệ số tuổi thọ theo công thức sau

H

m HE

H HL

i

T

T c

Với T i , n i , t i ,lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay ,và tổng số giờ làm

việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét

c- Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ta có :

ck

i i

i

t T

T t

U

n c

3

max 1

HE N



2

HE

N 12,49.107

Vì NHE2 > NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1.

 NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1= 1.

Nh vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định đợc ứng suất cho phép

[H] =

H

HL H

S

K

0 lim



 [H]1=

H

HL H

S

K

0 lim

S

K

0 lim

Theo (6.7)/1/:

i i

m i

T

T c

N

F

.

60

i FE

t

t T

T t

U

n c

6

max 1

= 9.107

NFE2 > NFO nªn lÊy hÖ sè tuæi thä KFL2 = 1.

 NFE1 > NFO1 nªn lÊy hÖ sè tuæi thä KFL1 = 1.

Theo (6.2a) víi bé truyÒn quay 2 chiÒu, KFC = 0,7 ta cã:

 [F]1 =

F

Fc FL F

S

K

K

0 lim

S

K

K

0 lim

1

] [

.

1

ba H

H I a

w

u

K T u

K a

b¶ng 6.5/1/ : Ka= 49,5 (r¨ng th¼ng).

u1- tỷ số truyền của cặp bánh răng , u1= 4,79 (xác định ở trên).

TI- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T I = 50903,858 (N.mm)

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc, nó phụ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số

3 , 0 79 , 4 ) 8 , 481 (

38 , 1 858 , 50903

1 79 , 4

Số răng bánh nhỏ:

z1= 2,5.(4,79 1)

9 , 159 2 )

Nh vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc

Tính lại khoảng cách trục :

) 105 22 (

5 , 2 2



t Z

. t

x z k

2

cos

3 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.33)/1/, ứng suất tiếp xúc:

H = ZM.ZH.Z

2 1

1 1

.

) 1 (

2

w m w

H d u b

u K

(2)Trong đó : ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớptra bảng 6.5/1/ ta đợc : ZM= 274 MPa1/3

1 2 , 3 88 , 1 1 1 2 , 3 88

4 

= 0,8748

T1- Momen xoắn trên trục bánh răng 1, T1 = 50903,858 (N.mm)

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp,

trị số của KHv tính theo công thức sau:



H H

w w H

K K T

d b

.

2

.

160 2 1

a 1

vận tốc vòng : v =

60000

1458 459 , 55 14 , 3 60000

. 1 1

Với HB2 = 230 < 350 tra bảng 6.15/1/ tra đợc hệ số kể đến ảnh ởng của các sai số ăn khớp ; H= 0,006.

h- H = 0,006 56 4,15 4160,79 = 8,2346 (m/s)

• KHv= 1 +  



H H

w w H

K K T

d b

2

.

1

1

= 1 +

 1 138 , 1 858 , 50903

2

459 , 55 48 2346 , 8

79 , 4 48

) 1 79 , 4 (

3533 , 1 858 , 50903

 = 438,547 (MPa)

• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1)/1/ với v= 4,2316 (m/s) < 5 (m/s) lấy Zv= 1

Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công răng đạt độ nhám Ra= 2,5 1,25 m => ZR= 0,95

547 , 438 7 , 457





Sự chênh lệch này bằng 4% nên đã thoả mãn yêu cầu

4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43)/1/ :

F1 =



m d b

Y Y Y K T

w w

F F

.

.

2

1

1

[F1] (3) trong đó :

KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn, theo (6.45)/1/:

KFv = 1 +  



F F

w w F

K K T

d b

.

2

.

1

1

theo (6.47)/1/ : F = F g0 .v m

w u

w w F

K K T

d b

2

.

1

1

=1+2 50903 , 858 1 , 288 1

459 , 55 48 959 , 21

=> F1 = b d m

Y Y Y K T

w w

F F

.

.

.

2

1 1

1

= 48.55,459.2,5

83 , 3 1 5868 , 0 7658 , 1 858 , 50903

Y

= 55,954 (MPa)

 Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác :

Theo (6.2) và (6.2a)/1/ :

[F] = [F]’.YR.Ys.KxF.trong đó :

• thoả mãn điều kiện bền uốn

5- Kiểm nghiệm quá tải:

Theo (6.48):

H1max = H K qt

= 448,7 1,4 = 530,9 (MPa) < [H] max = 1260 (MPa)

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực

đại Fmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép

Theo (6.49)/1/:

Fmax = F.Kqt

F1max = F1.Kqt = 60,7096 1,4 = 84,993 (MPa)

F2max = F2.Kqt = 55,954 1,4 = 78,3356 (MPa)

Vậy F1max < [F1]max = 464 (MPa)

F2max < [F2]max = 360 (MPa)

6 - Xác định các thông số bộ truyền:

Bảng 5Bảng thống kê các thông số

.

ba H

H II U

K T





 Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra

bảng 6.5/1/ trang 96 đợc K a = 49,5.

U2- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U 2 = 2,92 (tính ở trên).

TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T II = 234150,448 (N.mm)

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị

trí của bánh răng đối với ổ và hệ số 1d

8 , 481 (

0531 , 1 448 , 234150

998 , 187 2 ) 1 (

2 2

Nh vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc

Tính lại khoảng cách trục :

aw2 =

2

) 110 38 (

5 , 2 2



t Z m

20 cos 5 , 2 148

2

cos

IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn

điều kiện sau:

H = ZM.ZH.Z 2  

2 2

2

.

) 1 (

2

w w

H II

d U b

U K T

cos

1 2

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

4 , = 0,8628

TII- Momen xoắn trên trục bánh răng 3: TII = 234150,448 (N.mm)

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

w w H

K K T

d b V

2

185 2 1

a

= 95,115 [mm].

bw:Chiều rộng vàng răng

bw= ba.aw2 = 0,4.185 = 74 [mm]

. 3

w w H

K K T

d b V

.

.

2

3

0531 , 1 448 , 234150

2

115 , 95 74 309 , 5

1,0757

 KH = KH.KH.KHv = 1,0531.1.1,0757= 1,1328.

H = ZM.ZH.Z 2

2 2

2 1 2

w w

H II

d U b

U K T

.

) (

.

 H = 274.1,72.0,876 74 2 , 89 ( 95 , 115 ) 2

) 1 89 , 2 (

1328 , 1 448 , 234150

= 430,66

[Mpa]

• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với v= 1,515 m/s <5 m/s lấy Zv= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn

cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám

66 , 430 62 , 433





• Sự chênh lệc này thảo mãn yêu cầu tiết kiệm vật liệu

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

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

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

II

.

.

2

2 2

Y



[F2]Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3

K F- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98

đợc : K F = 1,2752

KF- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên: K F = 1.

KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

khi tính về uốn

KFv = 1 +



 F F II

w w F

K K T

d b V

2

 KFv = 1 +



 F F II

w w F

K K T

d b V

2

Y Y Y K T

w w

F F

II

.

.

2

2 2

F

F F Y

VI- Kiểm nghiệm quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

Kqt =   1 , 4

T

T T

.Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợc ứng suất suất cho phép

Hmax= H K qt  [H]max

Hmax= H K qt = 430,66 1 , 4 = 509,563 [Mpa].

Vậy  Hmax = 506,66 < [ Hmax ]= 1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực

đại Fmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép

Fmax = F.Kqt  [F]max

F3max = F3.Kqt = 149,89.1,4 = 209,846 [Mpa].

F2max = F2.Kqt = 145,054.1,4 = 203,076 [Mpa].

Vậy F3max = 209,846 < [ F3 ] max = 360 [Mpa]

 F4max = 203,076 < [ F4 ] max = 464[Mpa].

Bớc xích t đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, điều kiện

đảm bảo độ bền mòn đợc viết dới dạng

Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng

đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ

theo dãy tiêu chuẩn n01 = 200 [v/ph]

K- Đợc tính từ các hệ số thành phần

K= k0.ka kđc k1t Kđ kc

K0- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, giả sử

đờng nối hai tâm đĩa xích so với phơng nằm ngang

nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ đợc k 0 = 1.

Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử

khoảng cách trục a = (30 50).t, tra bảng 5.6/1/ đợc k a = 1.

Kđc- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây

chọn vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra

bảng 5.6/1/ đợc k đc = 1.

Kbtr- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, ở đây môi trờng làm việc

có bụi , chất lợng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ đợc K btr = 1,3.

Kđ- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải trọng

thay đổi nên tra bảng 5.6/1/ đợc k đ = 1,35.

Kc- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền

làm việc một ca, tra bảng 5.6/1/ đợc k c = 1.

Vậy K = k0.ka kđc k1t Kđ kc = 1.1.1.1,35.1,3 = 1,755.

Pt = PIII.k.kz.kn = 7,167.1,755.1.1,9186 = 24,132 [kw].

Với n01 = 200 v/ph tra bảng 5.5/1/ chọn đợc bớc xích t = 38,1 [mm] và công suất cho phép [P] = 34,8 kw, thoả mãn điều kiện.

P t = 24,132 < [P] = 34,8 [kw].

Đồng thời theo bảng 5.8/1/ có t < tmax, cũng theo bảng 5.5/1/ với

t =38,1 mm ta tra đựơc đờng kính chốt d c = 11,12 mm và chiều dài ống

1 , 38 ) 25 55 ( 2

55 25 1 , 38

1524 2

4

) (

2 1 2 2

t

a

= 120,57 [mm] Chọn số mắt xích chẵn x c = 120 [mm]

Tính lại khoảng cách trục a

2 1 1

( 5 ,

x

14 , 3

25 55 2 ) 55 25 ( 5 , 0 120 )

25 55 ( 5 , 0

241 , 104 25

15

1

III Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải

va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo

hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với

V=

60000

241 , 104 , 1 , 38 25 60000

1



III n t z

=10001,6548.7,167 = 4331

[N]

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra,

Fv= q.v2 = 5,5.1,65482 = 15,06 [N] q- Khối lợng 1 mét xích, tra bảng 5.2/1/ đợc q = 5,5 [kg/m].

F0- Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra

F0 = 9,81.kf.q.a= 9,81.4.5,5.1,513 = 326,5 [N]

Với bộ truyền nghiêng một góc dới 400 lấy kf = 4

Vậy S =

15 5 , 326 4331 7 , 1

10 127

Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

IV-Tính các thông số của bộ truyền xích.

1- Đ ờng kính vòng chia đĩa xích d.

d1=

25

180 sin

1 , 38

1 , 38

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

H = 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

Kd- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,K d =1(1 dãy)

Kđ- Hệ số tải trọng động, K đ = 1,3

Kr- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích

Kr1= 0,42 (vì Z1= 25 răng)

Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/ đợc A=395 mm

E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [Mpa]

=>H1= 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

1 395

10 1 , 2 ).

49 , 7 3 , 1 4331 ( 42 ,

=527,336

Với H1= 527,336 [Mpa] tra bảng 5.11/1/ ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt

độ rắn HB = 210, sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ]= 600 [Mpa] để

chế tạo đĩa xích nhỏ Tơng tự H2 < [H ] (với cùng vật liệu và nhiệt luyệt)

VI- Xác định lực tác dụng lên trục.

Fr= Kx.Ft = 1,15.4331 = 4980,65 [N].

Trong đó: Ft- Lực vòng, Ft= 4087,5 [N] ( Xác định ở trên)

Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 lấy k x = 1,15

D- tính toán trục của hộp giảm tốc

I- Chọn vật liệu chế tạo trục

Vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 có độ cứng

HB230-280 ,và h= 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép  = (12 30) Mpa

II- Xác định sơ bộ đờng kính trục và khoảng cách gối trục

dK=

3

] [

2 ,

k

T

.Trong đó: dk- Đờng kính trục thứ k

[]- Mômen xoắn cho phép chọn [] = 20 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

2 ,

= 23,34 [mm]

dsb2 =

3

] [

2 ,

= 38,82 [mm]

dsb3 =

3

] [

2 ,

= 54,75 [mm]

Do đờng kính đầu vào của hộp giảm tốc d1 đợc lắp bằng khớp nối với trục của động cơ nên đờng kính tối thiểu của trục vào phải lấy bằng (0,8…1,2).dđc, tra bảng p1.6/1/ đợc dđc= 38 [mm] do đó d1= (0,8…1,2).38 = (30,4…45,6) mm