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

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

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

<i><b>Mục Lục </b></i>

<b>LỜI NÓI ĐẦU ... Error! Bookmark not defined. </b>

PHẦN I: TÍNH ĐỢNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG ... 6

A. Chọn động cơ ...

1. Xác định công suất cần thiết ...

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ ...

3. Chọn động cơ điện ...

B. Phân phối tỷ số truyền ... 9

C. Xác định cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục ... 10

1. Phân phối công suất trên các trục ...

2. Bảng thông số ...

PHẦN II. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ... 12

A. Truyền động xích. ... 12

1) Chọn loại xích ...

2) Xác định các thơng số của bộ chuyền xích ...

Các thơng số về biên dạng xích ống con lăn ...

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

II. Bôi trơn hộp giảm tốc ...

III. Lắp bánh răng trên trục và điều chỉnh ăn khớp ...

IV. Các chi tiết khác: ...

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

<b>LỜI NÓI ĐẦU </b>

Mơn học chi tiết máy đóng vai trị rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính tốn thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm .Lí thuyết tính tốn các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về tốn học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu

v.v…,được chứng minh và hồn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất . Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính tốn thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính tốn và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.

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

Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành. Tuy nhiên việc thiết kế đồ án khơng tránh khỏi sai sót em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn.

Trong q trình tính tốn và thiết kế em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau.

-Tập 1 và 2 Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS LÊ VĂN UYỂN

-Chi tiết máy tập 1+2 của GS.TS NGUYỄN TRỌNG HIỆP -Dung Sai lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN

Do là lần đầu tiên làm quen với cơng việc tính tốn ,thiết kế chi tiết máy cùng với những hiểu biết còn hạn chế và kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em khơng tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo của các Thầy trong bộ môn thiết kế áy để đồ án của được hoàn thiện hơn.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn Thầy cô trong bộ môn Thiết Kế Máy đã hướng dẫn một cách tận tình giúp em hồn thành nhiệm vụ đồ án được giao. Em xin chân thành cảm ơn !

Hà Nội, Ngày Tháng Năm 2020

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

<b>ĐỀ 10 PHƯƠNG ÁN 3 : THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI </b>

<b>PHẦN 1: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ </b>

1. Xác định cơng suất động cơ cần thiết: - Điều kiện làm việc ban đầu:

+ Lực vòng trên băng tải: P = 1000 (Kg) = 10000 (N) + Vận tốc : V= 0,8 (m/s)

+ Đường kính trong: D= 300 (mm)

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

+ Thời gian phục vụ: a= 6 (năm) + Sai số vận tốc cho phép: 5 (%)

- Tính tốn cơng suất cần thiết Ta có:

Hiệu suất bộ truyền xích: <small>x </small> = 0,92 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: <small>ol</small> = 0,99 Hiệu suất 1 cặp bánh răng: <small>br</small> = 0,97 Hiệu suất nối trục: <small>k </small>= 1

Do tải trọng bộ truyền thay đổi như hình nên ta phải tính tải trọng tương đương: Tải trọng tương đương:

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

+ n<small>lv: </small>là số vòng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút) + u<small>t</small> : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Số vịng quay của trục máy cơng tác là:

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

Động cơ được chọn phải có cơng suất và số vịng quay thỏa mãn đồng thời các điều kiện:

P<small>đc</small> > P<small>ct </small>

n<small>đc</small>  n<small>sb </small>

Ta chọn được động cơ kiểu: 4A160S6Y3 Các thông số của động cơ như sau:

P<small>đc</small> = 11 kW

nđb = 970 ( vòng/phút ) Ta thấy: P<small>đc</small> = 11 > P<small>ct</small>

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn

<b>II. Phân phối tỷ số truyền: </b>

Trong đó: u<small>1</small> là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh u<small>2</small> là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

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

<b>PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG I: Thiết kế bộ truyền xích </b>

<b>1. Chọn loại xích phù hợp với khả năng làm việc: </b>

Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo xích con lăn khơng khó bằng xích răng.

Ngồi ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu

<b> Vì cơng suất sử dụng khơng q lớn nên chọn xích một dãy </b>

<b>2.Xác định các thơng số của xích và bộ truyền: a, Chọn số răng đĩa xích: </b>

<b> - Số răng tối thiểu của đĩa xích ( thường là đĩa chủ động ) đảm bảo lớn hơn </b>

z<small>min</small>(13-15):

Với tỷ số truyền u=1,9, chọn số răng đĩa xích nhỏ z<small>1</small> = 25 Từ số răng đĩa xích nhỏ ta tìm được số răng đĩa xích lớn: Z<small>2</small> = u.z<small>1</small>= 1,9.25 = 47,5 ≤ z<small>max</small> ( z<small>max </small>= 120 với xích con lăn )

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

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

P<small>t</small> = P.k.k<small>z</small>.k<small>n</small> ≤ [P]

Trong đó : - P<small>t</small> : cơng suất tính tốn (kw) - P : công suất cần truyền (kw) - [P]: công suất cho phép (kw)

+ k<small>0</small> : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền + k<small>a</small> : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ k<small>dc</small> : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích + k<small>bt</small> : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+ k<small>d</small> : hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng + k<small>c</small> : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Các thông số trên được tra trong bảng 5.6:

+ k0 = 1 : Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc 0  60 + ka = 1 : Do chọn khoảng cách trục a=(30 50)p

+ kdc = 1,25 : Do chọn vị trí trục không điều chỉnh được

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

+ kbt = 1,3 : Mơi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn

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

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an tồn, theo cơng thức 5.15: Với (q – khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2 = 3,8 kg)

F<small>0</small> = 9,81.k<small>f</small>.q.a = 9,81.4.3,8.0,96668 = 144,14 (N) với k<small>f</small> = 4 bộ truyền nghiêng

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

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo cơng thức 5.18: Ứng suất tiếp xúc : <small>H</small> trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện

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

➔ 𝜎_𝐻 = 0,47. √^{0,42.(2328,04.1+5,935).2,1.10}⁵

<small>262.1</small> = 416,61 Mpa ≤ [𝜎_𝐻]

Theo bảng 5.11 dùng thép C45 tơi cải thiện có độ rắn bề mặt (170 210)HB.Ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎_𝐻] = (500  600)MPa là vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa

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

<b>Thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quả tính tốn </b>

<b>II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG </b>

<b>A. Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp nhanh: </b>

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

Trong đó: - S<small>H</small> là hệ số an tồn.

- Z<small>R</small> là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. - Z<small>V</small> là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- K<small>HL</small> là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.

- K<small>xH</small> là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ thơng dẫn động cơ khí) ta có cơng thức xác định và S<small>H </small>như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn S<small>H</small> = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N<small>HE</small> được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - T<small>i </small>là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

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

- n<small>i</small> là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- t<small>i</small> là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

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

- K<small>FC</small> là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt. K<small>FC</small> = 1

- Y<small>S</small> =hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

Mà số chu kỳ cơ sở N<small>FO</small> = 4.10<small>6 </small>được xác định cho mọi loại thép.

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N<small>FE</small> được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - T<small>i </small>là mơmen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- n<small>i</small> là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - t<small>i</small> là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - m<small>F</small> là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây m<small>F</small> = 6.

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

Thay các thông số trên ta được:

<b>c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: </b>

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

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

- Theo (6.37), <small></small> = b<small>w</small>.sin/(𝜋. 𝑚) = 0,3.110.sin(14,488)/( 𝜋. 1,5) = 1,75

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

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

Theo 6.1 với v = 3,25 < 5 m/s, Z<small>v</small> = 1; 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

R<small>a</small> = 2,5 – 1,25 m. Do đó Z<small>R</small> = 1,5 với d<small>a</small> < 700 mm, K<small>Xh</small> = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a:

[<small>H</small>] = [<small>H</small>].Z<small>v</small>.Z<small>R</small>.K<small>xH</small> = 504,54.1,5.1 = 756,81 Mpa

Như vậy <small>H</small> < [<small>H</small>], thoả mãn điều kiện cho trước, do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.

<b>d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43): </b>

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc khơng bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng <small>F</small> phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [<small>F</small>] hay:

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

(Trang 106) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được K<small>F </small>=1,4.

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  <small>F</small> = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  g<small>o</small> = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...)  K_F = 1,17.

<b>e, Kiểm nghiệm răng về quá tải: </b>

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại <small>Hmax</small> và ứng suất uốn cực đại _F1maxphải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [_H]_max

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

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*)

Ta có hệ số quá tải K<small>qt</small> = T<small>max</small>/ T = 1,4. Thay số vào cơng thức (*) ta có:

<b>Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính tốn được ở trên hoàn toàn đảm bảo được </b>

rằng bộ truyền cấp nhanh làm an tồn.

<b>* Thơng số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : </b>

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

Bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện,đạt độ rắn HB= 192 240

- K<small>HL</small> là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.

- K<small>xH</small> là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ Z<small>R</small>.Z<small>V</small>.K<small>xH</small> = 1 nên ta có [𝜎_𝐻] = (^𝜎⁰<small>𝐻𝑙𝑖𝑚</small>

<small>𝑆</small>_𝐻 ()).K<small>HL</small>

Trong đó: - là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - K<small>HL</small> là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ thơng dẫn động cơ khí) ta có cơng thức xác định và S<small>H </small>như sau: = 2.HB + 70 (MPa) cịn S<small>H</small> = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

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

 {^𝑁<small>𝐻𝑂1</small> = 30. 𝐻𝐵₁^2,4 = 30.250^2,4 = 1,7.10⁷ 𝑁_𝐻𝑂2 = 30. 𝐻𝐵₂^2,4 = 30.235^2,4 = 1,47.10⁷

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N<small>HE</small> được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vịng quay. Nên ta có c =1. - T<small>i </small>là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - n<small>i</small> là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- t<small>i</small> là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

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

- là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- K<small>FC</small> là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt. K<small>FC</small> = 1

- Y<small>S</small> =hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

Mà số chu kỳ cơ sở N<small>FO</small> = 4.10<small>6 </small>được xác định cho mọi loại thép.

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N<small>FE</small> được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vịng quay. Nên ta có c =1. - T<small>i </small>là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- n<small>i</small> là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - t<small>i</small> là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

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

- m<small>F</small> là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây m<small>F</small> = 6.

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

- Với bánh răng nghiêng K<small>a</small> = 43 theo bảng 6.5

<b>c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: </b>

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

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

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

Theo 6.1 với v = 1,64 < 5 m/s, Z<small>v</small> = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

R<small>a</small> = 2,5 – 1,25 m. Do đó Z<small>R</small> = 1,5 với d<small>a</small> < 700 mm, K<small>Xh</small> = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a:

[<small>H</small>] = [<small>H</small>].Z<small>v</small>.Z<small>R</small>.K<small>xH</small> = 504,54.1.1,5.1 = 756,81 Mpa

Như vậy <small>H</small> < [<small>H</small>], thoả mãn điều kiện cho trước, do đó bánh răng nghiêng ta tính tốn đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.

<b>d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43): </b>

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

Để bảo đảm bánh răng trong q trình làm việc khơng bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng <small>F</small> phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [<small>F</small>] hay: 6.13 (Trang 106) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính tốn thiết kế...) ta được K<small>F </small>=1,37.

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  <small>F</small> = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  g<small>o</small> = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính tốn thiết thiết ...)  K<small>F</small> = 1,17.

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

{^𝜎^𝐹1 ^{= 87,49(𝑀𝑃𝑎) < [𝜎}^𝐹1] = 257,1(𝑀𝑃𝑎) 𝜎_𝐹2 = 82,88(𝑀𝑃𝑎) < [𝜎_𝐹2] = 241,7(𝑀𝑃𝑎)

<b>e, Kiểm nghiệm răng về quá tải: </b>

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại <small>Hmax</small> và ứng suất uốn cực đại <small>F1max </small>phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [<small>H</small>]<small>max</small>

Ta có hệ số quá tải K<small>qt</small> = T<small>max</small>/ T = 1,4. Thay số vào cơng thức (*) ta có:

<b>Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính tốn được ở trên hồn tồn đảm bảo được </b>

rằng bộ truyền cấp nhanh làm an tồn.

</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">

<b>* Thơng số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và có các tính chất như sau:

- σ<small>b</small> = 600 Mpa ; σ<small>ch</small> = 340 Mpa Với độ cứng là 200HB

ứng suất xoắn cho phép là [ τ] = 15 … 30 Mpa ( lấy giá nhỏ đối với trục vào và giá trị lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc )

</div><span class="text_page_counter">Trang 40</span><div class="page_container" data-page="40">

<b>3. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực </b>

Từ bảng 10.3 ta chọn:

- k<small>1 </small>là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau. Chọn k<small>1</small> = 10 mm ; k<small>2 </small> = 10 mm ; k<small>3</small> = 15 mm ; h<small>n</small> = 20 mm - k<small>2 </small>là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp. Chọn k<small>2 </small> = 10 mm

- k<small>3 </small>là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp. Chọn k<small>3</small> = 15 mm - h<small>n </small>là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Chọn h<small>n</small> = 20 mm

Lấy trục II làm chuẩn để tính các khoảng cách của bộ truyền:

</div><span class="text_page_counter">Trang 42</span><div class="page_container" data-page="42">

Chọn l<small>m34</small> = 70 mm

l<small>c34</small> = 0,5.( l<small>m34</small> + b<small>03</small>) + k<small>3</small> + h<small>n</small> = 0,5.(70 + 23) + 15 + 20 = 81,5 mm l<small>34</small> = l<small>31</small> + l<small>c34</small> = l<small>21</small> + 81,5 = 221 + 81,5 = 302,5 mm

<b>Sơ đồ động và lực tác dụng lên hệ dẫn động </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 43</span><div class="page_container" data-page="43">

<b>4. Tính tốn thơng số và kiểm nghiệm độ bền trục I: </b>

<b>a, Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 44</span><div class="page_container" data-page="44">

Các thông số của trục I (bánh răng trụ răng nghiêng 1):

<small>𝐷</small>_𝑡 Với: - T : moment của trục

- D : Đường kính vịng trịn qua tâm các chốt

</div><span class="text_page_counter">Trang 45</span><div class="page_container" data-page="45">

Với B<small>y</small> D<small>y</small> là các phản lực liên kết tại các nút B,D theo phương y. Nội lực trên đoạn BC: M<small>x</small> = B<small>y</small>.z (0 ≤ z ≤ l<small>13 </small>)

Nội lực trên đoạn CD: M<small>x</small> = D<small>y</small>.z (0 ≤ z ≤ l<small>13 </small>)

Với B<small>z</small> ; D<small>z</small> là các phản lực liên kết tại các nút B,D theo phương z

Nội lực trên đoạn AB: M<small>x</small> = F<small>t1</small>.z (0 ≤ z ≤ l<small>13 </small>)

Nội lực trên đoạn BC: M<small>x</small> = F<small>k</small>.(l<small>c12</small> + z) + B<small>z</small>.z (0 ≤ z ≤ l<small>13 </small>) Nội lực trên đoạn CD: M<small>x</small> = D<small>z</small>.z (0 ≤ z ≤ l<small>13 </small>)

</div>