Đồ án chi tiết máyhộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.18 MB, 72 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

\MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU...6

CHƯƠNG 1 : TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ...7

1.1. Tính chọn động cơ...7

1.1.1. Công suất cần thiết động cơ...7

1.1.2. Số vòng quay đồng bộ của động cơ...7

1.2. Phân phối tỷ số truyền...8

1.3. Tính tốn các thơng số trên trục...9

1.3.1. Công suất động cơ trên các trục...9

1.3.2 Tốc độ quay trên các trục...9

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG...11

2.1. Thiết kế bộ truyền đai...11

2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai...11

2.1.2. Định đường kính bánh đai nhỏ...12

2.1.3. Định đường kính bánh đai lớn...12

2.1.4. Xác định khoảng cách trục a...12

2.1.5. Chiều dài đai l...12

2.1.6. Xác định góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ...13

2.1.7. Tính số đai Z...13

2.1.8. Các thông số cơ bản của bánh đai...14

2.1.9. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục...14

2.1.10. Bảng thông số của bộ truyền đai...15

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh...16

2.2.1. Ứng suất cho phép...16

2.2.2. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền...19

2.2.3.Xác định các thơng số ăn khớp...20

2.2.4. Xác định đường kính của các bánh răng...21

2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc...21

2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn...23

2.2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải...24

2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm...25

2.3.1. Ứng suất cho phép...25

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

2.3.2. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền...28

2.3.3. Xác định các thông số ăn khớp...29

2.3.4.Xác định đường kính của các bánh răng...29

2.3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc...30

2.3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn...31

2.3.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải...32

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI...35

3.1.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...36

3.1.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục...37

3.1.3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi...45

3.1.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh...52

3.2. Chọn ổ lăn cho các trục...54

3.2.1. Ổ lăn cho trục I...54

3.2.2. Ổ lăn cho trục II...57

3.2.3. Ổ lăn cho trục III...59

3.3. Tính chọn khớp nối...61

3.4. Tính mối ghép then...62

3.4.1. Tính chọn then cho Trục I...62

3.4.2. Tính chọn then cho Trục II...63

3.4.3. Tính chọn then cho Trục III...63

CHƯƠNG 4: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

4.2.4. Que thăm dầu...67

4.2.5. Chốt định vị...68

4.3. Bôi trơn cho hộp giảm tốc...68

4.3.1. Bôi trơn trong hộp giảm tốc...68

4.3.2. Bơi trơn ngồi hộp giảm tốc...68

4.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp...69

KẾT LUẬN...71

TÀI LIỆU THAM KHẢO...72

3

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI NHƯ SƠ ĐỒ SAU: PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ: 22

Trong đó:

1.Động cơ 2.Bộ truyền đai 3.Hộp giảm tốc 4.Nối trục đàn hồi 5.Băng tải Số liệu cho trước:

T 1 = T; T 2 = 0,8T; T 3 = 0,6T; t1 = 4 (h); t 2 = 3 (h) ; t 3 = 1 (h) ;

1. Lực kéo băng tải: F (N) (cho theo từng phương án ở bảng trang sau) 2. Vận tốc băng tải: v (m/s) (cho theo từng phương án ở bảng trang

sau)

3. Đường kính băng tải: D(mm)

4. Số ca làm việc: số ca: (cho theo từng phương án ở bảng trang sau)

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

LỜI NĨI ĐẦU

Đồ án mơn học Chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về cơng nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ thống dẫn động băng tải”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, cịn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cơ, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong cơng việc cụ thể của sản xuất.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy NAM MÔ A DI ĐÀ PHẬT đã tận tình giúp đỡ em hồn thành nhiệm vụ của mình.

Em xin chân thành cảm ơn!

5

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

CHƯƠNG 1 : TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪNĐỘNG CƠ KHÍ

1.1. Tính chọn động cơ

1.1.1. Công suất cần thiết động cơ Công suất làm việc của động cơ là:

η1 = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai

η2= 0,98: hiệu suất bộ truyền bánh răng

η3= 0,99: hiệu suất của một cặp ổ lăn.

η4= 1: hiệu suất của khớp nối

⇒ η = 0,95 . (0,98)4. (0,99)3 .1 = 0,8

Theo chế độ tải có P = T.ω

- Mà vận tốc góc ω khơng đổi → P tỉ lệ với T (momen quay)

Vì tải trọng bộ truyền thay đổi nên theo cơng thức 2.14 trang 20 (1), ta có :

1.1.2. Số vòng quay đồng bộ của động cơ

Tỉ số truyền toàn bộ ut của toàn bộ hệ thống được tính theo cơng thức:

ut = uđ. uHGT

Trong đó: (Dựa vào bảng 2.4 tr21)

+ uđ − tỉ số truyền của truyền động đai thang và ta chọn: uđ = 3; + uHGT − tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn: u=10;

6

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

⇒ ut = uđ.uHGT = 3.10 = 30

-Số vịng quay trên trục cơng tác:

𝑛lv = 60000 vπDD = 60000.0,45πD .320 = 26,86 (vòng/phút) (CT 2.16-trang 21)

Trong đó : v- vận tốc băng tải (m/s)

D- đường kính tang quay (mm)

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ (nsb) là:

Tra bảng phụ lục P1,ta chọn động cơ thỏa mãn : Kí hiệu động cơ: 4A112MA6Y3

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

nlv – số vịng quay của trục máy cơng tác (vòng/phút);

Ta có: uc = ught .ud

Trong đó: uc - tỷ số truyền chung của hệ

uhgt - tỷ số truyền hộp giảm số

uđ - tỷ số truyền bộ truyền đai

Chọn sơ bộ tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc : uđ = 3

Do đó ta tính được:

𝑢h = uuc

d= 35,183 = 11,73

Khi phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc theo yêu cầu bôi trơn có thể tính theo cơng thức kinh nghiệm:

uhgt = unh.uch = (1,2÷1,3)uch2 (CT3.11-trang43)

Trong đó: unh – tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc uch – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.3. Tính tốn các thơng số trên trục

1.3.1. Cơng suất động cơ trên các trục

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

1.3.3. Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ:

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT

2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai

Sơ đồ bộ truyền đai:

a – Khoảng cách giữa hai trục; α1, α2 – góc ơm của hai đai trênbánh

nhỏ và bánh lớn;

γ – góc giữa hai nhánh dây; d1, d2 – Đường kính bánh đai lớn và đường kính bánh đai nhỏ

Do chế độ làm việc yêu cầu với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 8 h. Cho nên đai phải có độ bền phù hợp thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn được đai

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

2.1.5. Chiều dài đai l

- Chiều dài đai l được xác định dựa vào khoảng cách trục a theo công thức:

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

Theo tiêu chuẩn Bảng 4.13 – Tr59 [1], ⇒ chọn l= 1600 (mm).

- Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

2.1.6. Xác định góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ.

Vì góc ơm bánh đai nhỏ trong trường hợp này ln nhỏ hơn góc ơm bánh đai lớn vì vậy nếu góc ơm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ơm bánh đai lớn cũng thỏa mãn điều kiện không trượt trơn. (CT4.7-54 t1)

+) P – Công suất trên trục bánh đai chủ động (kW); Pdc = 3 (kW);

+) [P0] – Công suất cho phép (kW);

Tra bảng 4.19-Tr62_[1] theo tiết diện đai Б:

[P0] = 2,25 (kW); l0 = 2240 (mm);

+) Kđ – Hệ số tải trọng động; Tra bảng 4.7-Tr55[1] ta được:

Kđ = 1,1

12

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

b. Góc chêm của mổi rãnh đai: 𝜑 = 40° c. Đường kính ngồi của bánh đai:

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

df2 = da2 - H = 363,4 – 16 = 347,4 (mm).

2.1.9. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. - Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:

F0 = 780× P× kd

- Trong đó: Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra;

Fv = qm.v2 (qm: khối lượng 1(m) đai).

2.1.10. Bảng thông số của bộ truyền đai Đường kính chân bánh đai nhỏdf1 (mm)117,4Đường kính chân bánh đai lớndf2 (mm)347,4

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

Chiều dài tính tốn l (mm) 1501,24

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Do khơng có u cầu gì và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu cho 2 bánh răng của bộ truyền cấp nhanh như nhau, ta

+) Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa

-Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

+) K – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

+) Y – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; +) Y – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất; +) K – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến đọ bền uốn; +) KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó

+) SH, SF - hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn; mH

+) KHL, KFL - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định công thức:

KHL = mH

√

NHO

16

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

+) NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vể uốn, NFO = 4.106 +) NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi

+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; +) ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút;

+) Ti – mô men xoắn ở chế độ thứ i;

+) Tmax – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; +) ti – tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 4.300.1.8 = 9600;

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

Ta có : +) NHE1 ˃ NHO1 thì lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1; +) NFE1 ˃ NFO thì lấy NFE1= NFO để tính, do đó KFL1 = 1; +) NHE2 ˃ NHO2 thì lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1;

+) NFE2 ˃ NFO thì lấy NFE2 = NFO để tính, do đó KFL2 = 1;

Với bộ truyền bánh răng cấp nhanh nên sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng thì đảm bảo điều kiện: [σH] ≤ 1,25.[σH] min= 1,25.500 = 625 (MPa) - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

+) Với bánh răng thường hóa, tơi cải thiện hoặc tơi cải thể tích

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

+) T1 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 97319,05 (Nm) ⇒ Momen xoắn trên từng bánh răng T = T1

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

- Góc profin răng: αt = arctan

(

cos βtan α

)

= arctan

(

tan 2 0 °0,848

)

= 230 Đối với các bánh răng nghiêng không dịch chỉnh : 𝛼tw = 𝛼t Góc ăn khớp: αtw = αt = 230

Hệ số trùng khớp dọc: εβ = bw. sin β

mπD = 48,75. sin 32°2.3,14 = 4,11 > 1 2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

20

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

Với: góc ăn khớp = góc profin răng: αtw = αt = 230 βb – góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở

tanβb = cosαt.tanβ = cos230.tan320 = 0,58 ⇒ βb = 300

Vậy tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,13

+) KHV – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp;

21

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

KHV =1 + vH. bw.ⅆnw 1

2T1. KHβ. KHα = 1 + 2.97319,05.1,15 .1,130,71.48,75.51,76 = 1,01 Ta có: theo cơng thức (6.42): vH = σH.g0.v.

√

aw

u = 0,002.73.0,85.

√

3,83125 = 0,71 Với: σH = 0,002 (theo bảng 6.15), g = 73 (theo bảng 6.16);

- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Ta có: Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.0,850,1= 0,84 (vì HB ≤ 350)

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 µm, do đó ZR = 0,95 với d < 700mm, chọn KxH = 1, do đó theo cơng thức (6.1) và (6.1a) ta có: σH = [σH1].Zv.ZR.KxH = 591,88.0,84.0,95.1 = 472,32 MPa

*Ta thấy: σH < [σH] thỏa mãn

2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn cho răng: σF1 = 2T1. KF.Yε.Yβ. YF 1

+) dw1 = 51,76 mm – đường kính vịng lăn của bánh răng chủ động; +) YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

Trong đó: KFβ = 1,32 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng (theo bảng 6.7); . KFα = 1,37 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (theo bảng 6.14); KFv = 1,04 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 2.2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải

-Ta có: σH max=[σ¿ ¿H ]⋅

√

Kqt¿ = 486,5.1= 486,5 ; Kqt = T maxT = 11 = 1

-Ta thấy: σH max = 486,5.1 MPa <

[

σH

]

max= 1624 MPa (theo 6.48)

-Theo (6.49):

σF1max = σF1.Kqt = 59,91.1 = 59,91 MPa < [σF1] max = 464 MPa σF2max = σF2.Kqt = 58,29.1 = 58,29 MPa < [σF2] max = 360 MPa

*Bảng thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

Tương tự như tính tốn bộ truyền bánh răng cấp nhanh, ta cũng chọn vật

+) Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa

-Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

+) K – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi

+) c = 1 – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; +) ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút;

+) Ti – mô men xoắn ở chế độ thứ i;

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

+) NHE1 ˃ NHO1 thì lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1; +) NFE1 ˃ NFO thì lấy NFE1= NFO để tính, do đó KFL1 = 1;

27

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

+) Với bánh răng thường hóa, tơi cải thiện hoặc tơi cải thể tích

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

- Góc profin răng: αt = arctan

(

cos βtan α

)

= arctan

(

tan 2 0 °1

)

= 200 Đối với các bánh răng nghiêng không dịch chỉnh : 𝛼tw = 𝛼t Góc ăn khớp: αtw = αt = 200

Hệ số trùng khớp dọc: εβ = bw. sin β

mπD = 70,8.03.3,14 = 0 2.3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

29

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

Với: góc ăn khớp = góc profin răng: αtw= αt = 200 βb – góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở

tanβb = cosαt.tanβ = 0 ⇒ βb = 0 Vậy tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,13

+) KHV – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp; KHV =1 + 2TvH. bw 2.ⅆnw 3

2. KHβ. KHα = 1 + 2.362261,4 .1,02.1,131,28.70,8.116,16 = 1,01

30

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

Ta có: theo cơng thức (6.42): vH = σH.g0.v.

√

aw

u = 0,004.73.0,5.

√

3,06236 = 1,28 Với: σH = 0,004 (theo bảng 6.15), g0 = 73 (theo bảng 6.16);

- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: Ta có: Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.0,50,1= 0,79 (vì HB ≤ 350)

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 µm, do đó ZR = 0,95 với d < 700mm, chọn KxH = 1, do đó theo cơng thức (6.1) và (6.1a) ta có:

σH = [σH2].Zv.ZR.KxH = 428,32.0,79.0,95.1 = 321,45 MPa *Ta thấy: σH < [σH] thỏa mãn

2.3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn - Điều kiện bền uốn cho răng:

+) dw3 = 116,16 mm – đường kính vịng lăn của bánh răng chủ động; +) YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, ta có:

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

Trong đó: KFβ = 1,02 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng (theo bảng 6.7); . KFα = 1,37 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (theo bảng 6.14); KFv = 1,13 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, (tra bảng P2.3

⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 2.3.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo (6.48) với: σH max=[σ¿ ¿H ]⋅

√

Kqt¿ = 497,91.1 = 497,91 (MPa) Trong đó: Kqt = T maxT = 11 = 1

-Ta thấy: σH max = 497,91 MPa <

[

σH

]

max= 1624 MPa (theo 6.48)

Theo (6.49)

σF1max = σF1.Kqt = 96,14.1 = 96,14 MPa < [σF1] max = 464 MPa σF2max = σF2.Kqt = 93,54.1 = 93,54 MPa < [σF2] max = 360 MPa

*Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm

</div>Trang 34<div class="page_container" data-page="34">

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1. Thiết kế trục

3.1.1. Chọn vật liệu

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa, có 𝜎 = 600 MPa, HB = 170 ÷ 217 ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và lấy giá trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc lấy trị số lớn đối với trục

</div>Trang 35<div class="page_container" data-page="35">

Với: T - mơ men xoắn (Nmm); [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và] - ứng suất xoắn cho phép (MPa) Chọn [𝜏1] = 15 MPa, [𝜏2] = 20 MPa, [𝜏3] = 25 MPa

3.1.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn theo bảng 10.2 ta có:

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

- Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]: k1 = 15 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 5 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

- Xác định chiều dài giữa các ổ:

3.1.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

- Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào phương trình cân bằng lực & mơmen tại các gối trục theo phương x và y

36

</div>