Tacó: :[ø]„=172 N/mmỶ

=> Gz<:[ølu thoả mãn điều kiện.

Kiểm nghiệp sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn . ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[ø]«„=2.5.[ø]xo„=2,5.624=1560N/mm” Bánh 2 :[6].„„=2,5.[G]wo„=2.5.520= 1300N/mm? ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[ø],¡=0,8.o¿=0,8.450=360N/mmŸ Bánh 2: :[oluut = 0, 8.ơ¿, =0,8.350=280N/mmF Kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra :

ỹụ, — =Ơ,,- đụ

Trong đó ø,„ được xác định từ công thức 3-14[4].

„ -L05.10" |@+D`#N

Và ku=L3

105.10 [(,228+1)`.143.1

`. —.`... _{524.8,228 | 12.1608/7}

Vậy ứng suất tiếp xúc qú tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn ( 1300;1560) =>thoả mản điều kiện

Kiểm nghiệp sức bền uốn :

Bánh nhỏ :[6]¿„¡=kạ.øu=1,3.85,6=111 ,28N/mm? „ Bánh 2: :[ø]uại = kụ.øy =1,3.71=92,3 N/mm” So sánh thây : OạiS{öluại = 360 N/mm”

ØuạøS[GØligz = 280 N/mm”

Thoả mãn điều kiện

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền : Modun : m=6

Số răng :Z¡=19 Z2= 158

Góc ăn khớp : ø = øạ = 20°.

d=”»ết -— 612 ——1172mm. dị=110mm _{Cos8 Cosl3"34}

dạ= Pmố› =_6'SŠ -9743mm dạ=970mm

Ta +, — 110390 —

D¡¡=d¡-2.m-2.c=1 10-2.6-2.0,25.6=95mm. D¡=d2-2.m-2.c=970-2.6-2.0,25.6=955mm. Tính lực tác dụng lên trục : 3-50[4]

Lực vòng: P= " = th =45726,34N

Lực hướng tâm : P,=P.tgœ/cos=45726,34.tg20/cos I3°.34°=17104,5N

Lực dọc trục : P,=P.tgu=45726,34.tg130.34°=1073,3 N. đ) Xác định kích thước của trục :

-chọn vật liệu :

Trục được làm bằng thép 40 thường hoá có :

øu¿=600N/mm”

Guay=300N/mm”

Tính đường kính trục được tính theo công thức 7-2[4]. d>c(Ÿ,

n

- Trong đó : N: công suất trên trục n : SÔ vòng quay của trục

C : hệ số tính toán phụ thuộc [z]¿.chọn C=120 Trục I: N=20,5Kw. n= 7I8v/ph 20,5 => dj>1204 78 =36,6§8mm. Chọn dị=55mm. Trục lI: N=19Kw.

n= 72,2v/ph => d,>1204 12 =76,8mm. Chọn dạ=85mm.

{72.2

Trong ba trị số dị; d;; đ;. lấy trị số dạ= 78mm để chọn loại bi đỡ . chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung.

Tra bảng 14P|[4] chọn chiều rộng của ô là : B=37 mm.

=> Tính gần đúng trục:

Dựa vào bảng 7-1[4] ta chọn các kích thước của hộp giảm tốc như sau : * Khoảng cách tù nắp ô đến mặt cạnh chỉ tiết quay ngoài hộp

1=20 mm

* Chiều cao nắp và đầu bu lông :

l;=20 1mm

* Khoảng cách từ cạnh ô đến thành trong của hộp .

1;=20 mm.

* Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : 115 mm.

* Khe hớ giữa hai chỉ tiết quay . 1z=40 mm.

* Khoảng cách từ mặt cạnh chỉ tiết quay đến thành trong của hộp : l¿=15 mm. * Chiều rộng bánh răng: Bánh răng cấp nhanh : b=l74 mm. cấp chập : b= 160 mm. Chiều rộng ổ : 37 mm. Tổng hợp các kích thước ta có : a= 80+l¿+1;+18,5=§0+15+20+18,5=133,5mm. b=80+1;+80=80+40+80=200mm. c=80+l¿+l;+18,5=§0+15+20+18,5=133,5mm. => a†b=333,5mm. => b†tc=333,5mm.

Hình 2.29a. sơ đồ các kích thước cúa hộp giảm tốc

Sơ đồ phân tích lực tác dụng dụng trên các cặp bánh răng :

Hình 2.2.9b . sơ đồ phân tích lực tác sụng lên các cặp bánh răng .

* Trục I:

Các số liệu đã tính :

Xác định phản lực tại các gối ( theo sơ đồ 2.2.9c). + 5 mAy=Rany(a+b+c)-P...c=o. „= Địc - 2759,8.133,5 =12383W a+b+c 467 => Ray=Pu-Rsy=2759,8-1238,3=1521,6N. + 3} mA¿=Rs,(a+b+c)-P¡.c=o.

h.c __ 7582,6.133,5

* Tại tiết diện m-m.

2 2

Mụy „ = 4| Mụ, + Mù,

Trong đó :_ Mụ,=Rs,(a+b)=3168,8.333,5=1056794.8Nmm Mu,—Rp,(a†b)=1238.3.333,5=412973Nmm.

Mu,—Rp,(a†b)=1238.3.333,5=412973Nmm.

Vậy: Mu, „= = vj1056794,8? + 412973” =1134620N

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức .

Mụ

01ơ]

Theo bảng 7-2[4] ta có [ø]E=50 Đường kính trục tại tiêt điện m-m

Mụ; =x| Mộ +0/75.M) = 3|1134620” + 0,75.272972,4” = 1158986Nmm

d> JI1138986: s1 u, 0,1.50

Do đường kính của bánh răng là tương đối nhỏ (đường kính vòng lăn là 72mm)

So với đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng (>51,4mm).nên chọn kết cầu bánh

Biểu đồ mômen trục I :

d3»)