Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng

LỜI NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, kết cấu hộp giảm tốc đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn. Nhưng bên cạnh cũng có nhiều nhược điểm là tỷ số truyền động chung thấp. Bánh răng phân bố không đối xứng với gối tựa vì thế tải trọng phân bố không đều trên các trục. Các ổ được chọn theo phản lực lớn nhất nên trọng lượng hộp giảm tốc có tăng so với các loại hộp giảm tốc khác. Hộp giảm tốc này không thể sử dụng được ở những nơi có không gian nhỏ. Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn qúy thầy cô. Đà Nẵng, ngày 10 tháng 12 năm 2002 Sinh viên thiết kế Trần Ngọc Hải PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ChươngI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện: - Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép. - Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn. - Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động. Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế. Nếu gọi: Nlv là công suất làm việc của băng tải No là công suất cần thiết kế của bộ truyền là hiệu suất truyền dộng. Thì: No = Nlv/ Trong đó: Nlv = Kw Ta chọn: là hiệu suất bộ truyền đai là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ là hiệu suất một cặp ổ lăn là hiệu suất khớp nối. Ta được: Kw Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TKCTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-51-4 có: T Công suất động cơ Nđm = 7,5 Kw T Số vòng quay của động cơ n = 1460 vòng/phút T Hiệu suất động cơ hđc = 88,5 T Khối lượng động cơ m = 93 Kg. Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động. ChươngII: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. II-1 Tỷ số truyền. Tý số truyền động chung: i = n/nt. Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động. m/s Þ nt = vòng/phút Vậy i = Ta có: i = ing.it = ing.in.ic T ing tỷ số truyền của bộ truyền đai T it tỷ số truyền của hộp giảm tốc T in tỷ số truyền cấp nhanh T ic tỷ số truyền cấp chậm. Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối it cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc: - Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất - Điều kiện bôi trơn tốt nhất Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau, ta phân phối in > ic. Trong bộ truyền này ta chọn in = 1,16ic. Chọn: ic = 2,5 Þ in = 2,9 Þ ing = iđ = i/(in.ic) = 2 II.2.Số vòng quay của các trục II.3.Công suất trên các trục II.4.Moment xoắn trên các trục. Bảng hệ thống các số liệu tính được: Trục Thông số Trục động cơ I II III i iđ=2 in=2,9 ic=2,5 n (vòng/phút) 1460 730 252 100 N(Kw) 5,57 5,29 5,08 4,88 Mx(Nmm) 34634 69205 192516 466040 PhầnII: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. ChươngI: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI. Truyền động đai được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm, an toàn khi quá tải. Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định. Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền i = ing = 2. Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 7,5 Kw. Số vòng quay trục dẫn n = nđc =1460 vòng/phút. Kiểu truyền động thường. I.1.Chọn loại đai. Giả thiết vận tốc của đai v> 5m/s. với công suất động cơ 7,5 Kw ta có thể sử dụng đai loại B hoặc Б. Ơ đây ta tính toán cho cả hai loại và chọn ra loại thích hợp hơn. Theo bảng 5-11: Đai Ký hiệu B Б ao ho a h F(mm2) 19 4,8 22 13,5 230 14 4,1 17 10,5 138 I.2.Định đường kính bánh đai. Theo bảng 5-14: Đối với đai loại B chọn D1 = 200mm Đối với đai loại Б chọn D1 = 140mm. Vận tốc của đai: D1 = 200mm Þ v = 15,29m/s D1 = 140mm Þ v = 10,7m/s. Ta có v < vmax = (30 ÷ 35) m/s Þ Vận tốc đai thoả mãn điều kiện. Đường kính bánh đai lớn: ; x là hệ số trượt của đai. Với đai thang x = 0,02 Þ D2 = 2,006(1-0,02).D1 = 1,966.D1. Đường kính bánh đai lớn D2 chọn theo tiêu chuẩn bảng 5-15: D1 = 200mm Þ D2 = 400mm D1 = 140mm Þ D2 = 280mm. Số vòng quay thực của trục bị dẫn: Tỷ số truyền thực tế: i’ = . I.3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục: Theo bảng 5-16 chọn A = 1,2D2mm Loại B Loại Б 480mm 336mm I.4.Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A: Theo khoảng cách trục A sơ bộ ta xác định được L Đai B: Đai Б: Theo bảng 5-12. Lấy L theo tiêu chuẩn 1900mm 1360mm Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1 giây: u = v/L 8,05 7,86 u < umax = 10 Þ thỏa mãn. Khoảng cách trục A được xác định chính xác theo L tiêu chuẩn: Đai B: Đai Б: Kiểm tra điều kiện của khoảng cách trục A: 0,55(D1 + D2) + h £ A £ 2(D1 + D2). Đai B: 0.55(200 + 400) + 13,5 £ 460 £ 2(200 + 400). Đai Б: 0,55(140 + 280) + 10,5 £ 343 £ 2(140 +280) Þ thỏa mãn. Khoảng cách nhỏ nhất để mắc đai: Amin= A - 0,015.L mm 439,5mm 323mm Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: Amax= A + 0,03.L mm 525mm 384mm. Vậy bánh đai có thể dịch chỉnh khoảng cách trục từ Amin đến Amax. I.5.Kiểm nghiệm góc ôm: Thỏa mãn: a1 > 120o. I.6.Xác định số đai cần thiết: Gọi Z là số đai cần thiết. Chọn ứng suất căng ban đầu so =1,2N/mm2. Theo bảng 5-17 ta có được [sp] N/mm2 1,51 1,51 Ct-Hệ số xét đến chế độ ảnh hưởng của chế độ tải trọng Theo bảng 5-6: 0,8 0,8. Ca-Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. Theo bảng 5-18: 0,92 0,92. Cv-Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Theo bảng 5-19: 0,94 1. Đai B: Đai Б: Số đai cần chọn: 2 3 I.7.Định kích thước chủ yếu của bánh đai: Kích thước rãnh bánh đai theo bảng 10-3: t 26 20 s 17 12,5 ho 6 5 e 21 16 Chiều rộng bánh đai: B = (Z - 1).t + 23 mm 60 63 Đường kính ngoài của bánh đai: Dn1= D1+ 2ho mm 212 150 Dn2= D2+ 2ho mm 412 290 Đường kính trong của bánh đai: Dt1= Dn1- 2e mm 170 118 Dt2= Dn2- 2e mm 370 258 Đường kính mayơ : dl = (1,8¸2).d. Chiều dài mayơ : l = (1,5¸2).d. I.8.Xác đinh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu đối với mỗi đai: So= so.F 276 N 118 N Lực tác dụng lên trục: R = 3So.Z.sin(a1/2) 1617 N 1430 N TKết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại Б vì có kích thước nhỏ gọn hơn, vận tốc truyền động nhỏ hơn tuy rằng phải dùng nhiều dây đai nên bề rộng bánh đai tương đối lớn./. ChươngII: TH.KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. II.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh. 1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện có: sb= 800 N/mm2 ; sch= 450 N/mm2 ; HB = 210. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sb=500 N/mm2 ; sch= 260 N/mm2 ; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. 1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ2= 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. Ntđ2=60.1.5.320.16.(715,4/2,9).[13.0,5 + (0,6)3.0,5]= 23.107 > No Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ: Ntđ1= Ntđ2.in > No Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1. Theo bảng 3-9: [s]Notx= 2,6.HB [s]tx = [s]Notx. k’N. Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx2= 2,6.170 = 442 N/mm2 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[s]tx2= 2,6.210 = 546 N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [s]tx2= 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ2= 60.1.5.320.16.(715,4/2,9).[16.0,5 + (0,6)6.0,5]= 19,83.106 Þ Ntđ1= 2,9.19,83.106= 57,51.106. Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No do đó k’’N = 1. [s]u= do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1= 0,43.800 = 344 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1= 0,43.500 = 215 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1= = 191,1 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2= = 119,4 N/mm2. 1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọn sơ bộ k = 1,3. 1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA= b/A = 0,4. 1.5.Xác định khoảng cách trục: q’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn q’= 1,25. Lấy A = 150 mm. 1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác 9. 1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k: Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt.kđ. ktt- hệ số tập trung tải trọng kđ- hệ số tải trọng động. Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,4.150 = 60 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: do đó: yd= b/d1= 0,78. Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,13. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (1,13+ 1)/2 = 1,065. Giả sử: theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,2. Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,276. k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy lấy chính xác A = 150 mm. 1.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,01¸0,02).A = (1,5¸3.0) mm. Theo bảng 3-1 chọn mn= 2. Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o Tổng số răng của hai bánh: . Số răng bánh nhỏ: Lấy Z1 = 38. Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i = 2,9.38 = 110. Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = Vậy b = 9o22’. Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 60mm > 1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b. Bánh nhỏ: Ztđ1 =38/(0,98667)3 = 40. Bánh lớn: Ztđ2 =110/(0,98667)3= 115. Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,476 y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5. Đối với bánh răng nhỏ: < [s]u1=191,1 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 = 22,82 < [s]u2 = 119,4 N/mm2. 1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: TỨng suất tiếp xúc cho phép: [s]txqt=2,5[s]Notx. Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.546 = 1365 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. TỨng suất uốn cho phép: [s]uqt =0,8.sch. Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.450 = 360 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. TKiểm tra sức bền tiếp xúc: ;kqt=1,4. stxqt < 1105 N/mm2 Þ thỏa mãn. TKiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: stxqt1 = 24,79.1,4 = 34,7 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: stxqt2 = 22,82.1,4 = 32 N/mm2 < [s]uqt2. 1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: TModun pháp: mn= 2mm TSố răng: Z1 = 38 ; Z2 = 110 TGóc ăn khớp: an = 20o TGóc nghiêng: b = 9o22’ T Đường kính vòng chia: d1=2.38/cosb = 77mm ; d2= 2.110/cosb = 223mm TKhoảng cách trục: A = 150 mm. TBề rộng bánh răng: b = 60 mm. TĐường kính vòng đỉnh: de1 = 77 + 2.2 = 81 mm. de2 = 223 + 2.2 = 227 mm. TĐường kính vòng chân: di1 = 77 - 2,5.2 = 72 mm. di2 = 223 - 2,5.2 = 218 mm. 1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm và lực dọc trục Pa. TLực vòng: TLực hướng tâm: TLực dọc trục: Pa = P.tgb = 1798.tgb = 296 N. II.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: 2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có: sb = 600 N/mm2 ; sch = 300 N/mm2 ; HB = 210. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sb = 500 N/mm2 ; sch = 260 N/mm2 ; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. 2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ2 = 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti = 60.1.5.320.16.100.[13.0,5 + (0,6)3.0,5] = 9,34.107 > No Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ: Ntđ1 = Ntđ2.in > No Nên chọn k’N = 1 cho cả 2 bánh răng Þ [s]tx = [s]Notx. k’ = 2,6.HB Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx2 = 2,6.170 = 442 N/mm2 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[s]tx2 = 2,6.200 = 526 N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [s]tx2 = 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ2 = 60.1.5.320.16.100.[16.0,5 + (0,6)6.0,5] = 80,4.106 Þ Ntđ1 = 2,5.80,4.106 = 201.106 Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No do đó k’’N = 1. [s]u = do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1 = 0,43.600 = 258 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1 = 0,43.500 = 215 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1 = = 143,1 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2 = = 119,4 N/mm2. 2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọn sơ bộ k = 1,3. 2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = b/A = 0,4 2.5.Xác định khoảng cách trục: Chọn q’ = 1,25. Lấy A = 170 mm. 2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9. 2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k: Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,4.170 = 68 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: Þ yd = b/d1 = 0,7. Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,15. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (1,15+ 1)/2 = 1,075. Giả sử: theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2. Þ k = ktt.kđ =1,29. k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy lấy chính xác A = 170 mm. 2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,01¸0,02).A = (1,7¸3.4) mm. Ta chọn mn = 2.5 Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o Tổng số răng của hai bánh răng: . Số răng bánh nhỏ: Lấy Z3 = 38. Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.i = 2,5.38 = 95. Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = Vậy b = 10o Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 68mm > 2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b. Bánh nhỏ: Ztđ1 = 38/(0,985)3 = 40. Bánh lớn: Ztđ2 = 95/(0,985)3 = 99 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,476 y2 = 0,517 Lấy q’’ = 1,5. Đối với bánh răng nhỏ: < [s]u1 = 143 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 = 40 < [s]u2 = 119,4 N/mm2. 2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: TỨng suất tiếp xúc cho phép: [s]txqt = 2,5[s]Notx. Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. TỨng suất uốn cho phép: [s]uqt = 0,8.sch. Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. TKiểm tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4. stxqt < 1105 N/mm2 Þ thỏa mãn. TKiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: stxqt1 = 43,4.1,4 = 34,7 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: stxqt2 = 40.1,4 = 32 N/mm2 < [s]uqt2. 2.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: TModun pháp: mn = 2,5mm TSố răng: Z1 = 38 ; Z2 = 95 TGóc ăn khớp: an = 20o TGóc nghiêng: b = 10o T Đường kính vòng chia: d3 = 2,5.38/cosb = 97mm d4 = 2,5.95/cosb = 242mm TKhoảng cách trục: A = 170 mm. TBề rộng bánh răng: b = 68 mm. TĐường kính vòng đỉnh: de3 = 97 + 2,5.2 = 102 mm. de4 = 242 + 2,5.2 = 247 mm. TĐường kính vòng chân: di1 = 97 - 2,5.2,5 = 91 mm. di2 = 242 - 2,5.2,5 = 236 mm. 2.12.Tính lực tác dụng lên trục: TLực vòng: TLực hướng tâm: TLực dọc trục: Pa = P.tgb = 3969.tgb = 700 N. Phần III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. Chương I: THIẾT KẾ TRỤC. I.1.Tính đường kính sơ bộ của các trục: Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung. Lấy C = 120 T Đối với trục I: NI = 5,29 Kw nI = 730 vòng/phút Þ T Đối với trục II: NII = 5,08 Kw nII = 252 vòng/phút Þ T Đối với trục III: NIII = 4,88 Kw nIII = 100 vòng/phút Þ I.2.Chọn vật liệu chế tạo trục: Vì trục chịu tải trọng khá lớn và moment xoắn cho nên chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: sb = 800 N/mm2; sch = 450 N/mm2. Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta có thể lấy trị số dII = 35 mm để chọn loại ổ bi. Vì các cặp bánh răng đều là cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ta chọn ổ bi đỡ chặn để chống lại lực dọc trục. Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 21mm. I.3.Tính gần đúng trục: Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau: T Khe hở giữa các bánh răng: e = 10 mm T Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: D = 10 mm T Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 10 mm T Chiểu rộng ổ: B = 21 mm T Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm T Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 16 mm T Khe hở giữa mặt bên đai và đầu bu lông: 15 mm T Chiều rộng bánh đai: 105 mm T Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 60 mm T Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 68 mm Tổng hợp kích thước các phần tử trên ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết: l = 105/2 + 21/2 + 16 + 15 = 94 mm b = 60/2 + 68/2 + 10 = 74 mm a = 21/2 + 10 +10 + 68/2 = 64,5 mm c = 60/2 + 10 + 10 + 21/2 = 60,5 mm T Khe hở giữa đầu bánh răng đến trục: l7 = 170 - 227/2 - 45/2 = 34 > 20 mm I.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc: I.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục: I.6.Trục I : 1.Các số liệu ban đầu: P1 = 1798 N Rđ = 1430 N c = 60,5 mm Pr1 = 663 N l = 94 mm Mx1= 69205 Nmm Pa1 = 296 N a+b = 138,5 mm d1 = 77 mm T Phản lực ở các gối trục: SmAy = Rđ.l - Pa1.d1/2 + Pr1.c - RBy(a + b + c) = 0 Þ RAy = Pr1 - Rđ- RBy = 663 - 1430 - 820 = -1587 N SmAx = P1.c + RBx(a + b + c) Þ RAx = - P1- RBx = - 1798 + 547 = -1251 N. T Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện n-n: Mu(n-n) = Rđ.l = 1430.94 = 134420 Nmm. Ở tiết diện m-m: Trong đó: Muy= Pa1.d1/2 + RBy(a + b) = 296.77/2 + 820.138,5 = 124966 Nmm Mux = - RBx(a + b) = 547.138,5 = 75759,5 Nmm Þ T Tính đường kính trục ớ 2 tiết diện n-n và m-m theo công thức (7-3): Ở tiết diện m-m: [s] = 63 N/mm2 Ở tiết diện n-n: 2.Tính chính xác trục I: Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng: sa = smax = -smin= Mu/W với sm = 0. Ta xét ở tiết diện m-m: Mu= 146137 Nmm d = 32 mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 2730 mm3 Wo = 5910 mm3 Þ sa = 146137/2730 = 54 N/mm2. Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động: ta = tm = Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng: s-1 = 0,45.sb = 0,45.800 = 360 N/mm2 t-1 = 0,25.tb = 0,25.800 = 200 N/mm2 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng xu