Đồ án môn học Thiết kế 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 công 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 lớn, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu, ý kiến các trang mạng, cũng như sinh viên khóa trước nhưng em cũng không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy bộ môn, giúp em có được những kiến thức cần thiết để bổ sung vào những thiếu sót đó và sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc sản xuất.
Số vòng quay trên trục công tác
𝑝ℎ) (2.16) Trong đó : v: là vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s)
D: đường kính tang quay , (mm)
Chú ý : Tùy thuộc vào đề ( dữ liệu cho z, p, D ) mà áp dụng công thức để tính
4) Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động:
Trong đó: 𝑈 𝑠𝑏𝑖 là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i trong hệ thống ( đai hoặc xích; bánh răng hoặc trục vít bánh vít )
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
U sb = n sb n lv → n sb = U sb n lv (vg/ph) (2.18)
5) Điều kiện chọn động cơ:
P đc ≥ P ct = 1,89 (kW) n sb = 1453,92 (vg ph)
- Thực tế có nhiều động cơ thỏa mãn điều kiện này Dựa vào các thông số đã cho và mục đích kinh tế lựa chọn động cơ 4AX90L4Y3
Vận tốc quay, vg/ph
II Phân phối tỷ số truyền
1 Tỉ số truyền chính xác
-Vì bộ truyền bánh răng đồng trục nên phân 𝑈 𝑐ℎ cho các cấp theo công thức :
- II) Tính toán công suất, momen và số vòng quay từng trục:
Số vòng quay: n I = n đc = 1420 (vg ph) n II = n I
Thông số Động cơ I II III
Số vòng quay n (vg/ph)
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
I Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 1 Chọn vật liệu
Xác định ứng suất cho phép……………………………………….… 11-13 3 Xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm………………… 13-22 4 Bộ truyền bánh răng cấp nhanh…………………………………….…22-31 Phần III: THIẾT KẾ TRỤC 1 Chọn vật liệu
Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 𝐻 ] và và ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau:
S F Y S Z S K XF K FC K FL (MPa) (2) Trong đó :
Z R là hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc
Z V là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K XH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Y R là hệ số xét đến ảnh của độ nhám mặt lượn chân răng
Y S là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất
K XF là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 ∘ và 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 ∘ lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Tra bảng 6.2 trang 94 Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cản thiện nên
𝐾 𝐹𝐶 hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt Vì hệ dẫn động ta thiết kế tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
𝐾 𝐻𝐿 , 𝐾 𝐹𝐿 Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chết độ tải trọng được xác định theo công thức :
𝑚 𝐻 , 𝑚 𝐹 : bậc tự do của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB [𝜎 𝐻 ] 𝑐𝑥 với chênh lệch cho phép là 3,47% nên có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 theo công thức sao
347,66) 2 = 48 (mm) Khi đó ứng suất sinh ra trên bề mặt bánh răng lúc này là :
48 = 345,99 (MPa) Vậy 𝜎 𝐻𝑚𝑜𝑖 < [𝜎 𝐻 ] 𝑐𝑥 (MPa) → bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc
Kiểm nghiêm độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép
𝑇 1 momen xoắn trên bánh răng chủ động (N.mm)
𝑑 𝑤1 đường kính vòng lớn bánh chủ động (mm)
𝜀 𝛼 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang, tính theo (6.38a) và (6.38b)
140 hệ số kế đến độ nghiêng của răng ,với răng thẳng 𝛽 ∘ =0
𝑌 𝐹 1 , 𝑌 𝐹 2 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương ( 𝑧 𝑣 1 = 𝑧 1 cos 3 𝛽 và 𝑧 𝑣 2 = 𝑧 2 cos 3 𝛽 và hệ số dịch chỉnh tra bảng 6.18)
𝐾 𝐹 hệ số tải trọng khi tính về uốn
𝐾 𝐹𝛽 hê số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
𝐾 𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên → 𝐾 𝛼 = 1
𝐾 𝐹𝑉 là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
4,90 = 4,81 (m/s) (Tra bảng 6.15 và 6.16 ta chọn 𝛿 𝐹 =0,016, 𝑔 𝑜 = 73)
2.33811,7.1,32.1 = 1,17 Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn là :
𝑧 𝑣2 = 𝑧 2 cos 3 𝛽 = 123 cos 3 0 ∘ = 123 Tra bảng 6.18 ta chọn
𝑌 𝐹 1 = 3,90 ; 𝑌 𝐹 2 = 3,60 Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :
Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn :
Từ công thức thứ (2) và (4) ta có
𝑌 𝑅 =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng
𝑌 𝑆 hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
𝐾 𝑋𝐹 hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
→Vậy bộ truyền đảm bảo về uốn
Kiểm nghiêm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v…) và hệ số quá tải
T là momen xoắn danh nghĩa (N.mm)
𝑇 𝑚𝑎𝑥 là momen xoắn quá tải(N.mm) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào công suất tiếp xúc cực đại và công suất uốn cực đại Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 không vượt quá một giá trị cho phép
→ thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hổng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại 𝜎 𝐹𝑚𝑎𝑥 tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép
Vậy thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
→Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải
Các thông số và kích thước bộ truyền :
⋄Khoảng cách trục : aw 8 (mm)
⋄Chiều rộng vành răng : bw = 48 (mm)
⋄Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.( 1+ x1 - Y).𝑚 𝑛 P + 2.( 1 + 0 – 0 ).2 = 54 (mm) da2 = d2 + 2.( 1+ x2 - Y ).𝑚 𝑛 $6 + 2.( 1 + 0 - 0 ).2 = 250 (mm)
⋄Đường kính đáy răng : df1 = d1 - ( 2,5 - 2.x1).𝑚 𝑛 = 50 - ( 2,5 - 2.0).2 = 45 (mm) df2 = d2 - ( 2,5 - 2.x2).𝑚 𝑛 = 246 - ( 2,5 - 2.0).2 = 241 (mm)
Ta có bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm :
Thông số Ký hiệu Giá trị Thứ nguyên
Khoảng cách trục aw 148 mm
Mô đun pháp mn 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 48 mm
Số răng bánh lớn Z2 123 Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 50 mm Đường kính vòng chia bánh lớn d2
246 mm Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ da1 54 mm Đường kính đỉnh răng bánh lớn da2 250 mm Đường kính đáy răng bánh nhỏ df1 46 mm Đường kính đáy răng bánh lớn df2 241 mm
4.Tính toán bộ truyền cấp nhanh
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
4.1.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
-Vì hộp giảm tốc là hộp bánh răng trụ đồng trục nên khoảng cách trục của hai bộ truyền bằng nhau: 𝑎 𝑤 1 = 𝑎 𝑤 2 = 148 (mm)
-Môđun được xác định theo công thức (6.17): m = (0,01 ÷ 0,02).𝑎 𝑤1 = (0,01 ÷ 0,02).148=1,48 ÷ 2,96 (mm) -Theo bảng 6.8–Tr 99 [I]: chọn môđun pháp m = 2 (mm)
Theo công thức (6.18) số răng bánh nhỏ là:
Theo công thức (6.32) số răng bánh lớn là:
Do đó tỷ số truyền thực sẽ là:
Tính lại góc nghiêng β theo công thức (6.32)
Ta tính lại khoảng cách trục
Ta không dịch chỉnh và dịch chỉnh bánh răng trụ rang nghiêng khó thực hiện và làm thay đổi khoảng cách trục
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm răng
𝑍 𝑀 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
𝑍 𝐻 hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
𝑇 1 : momen xoắn trên trục bánh chủ động
𝐾 𝐻 : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
𝑑 𝑤 1 : đường kính vòng lăn bánh nhỏ
𝛽 𝑏 : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Với 𝛼 𝑡 và 𝛼 𝑡𝑤 lần lượt là góc profin răng và góc ăn khớp Đối với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh ta có :
𝑐𝑜𝑠16 ∘ 27′) ,8 →tan𝛽 𝑏 = cos𝛼 𝑡 tan𝛽 = cos20,8.tan16°27’ = 0,27
𝑍 𝜀 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
2.𝜋 = 2 ≥ 1 ( 𝜀 𝛽 hệ số trùng khớp dọc)
26 NÔNG PHƯỚC THẠNH Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
→ dựa vào vận tốc và bảng (6.13) thì cấp chính xác của bánh răng là 9
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6-39) ta có
𝐾 𝐻𝛽 hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
𝐾 𝐻𝛼 hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng thẳng Tra Bảng 6.14-Tr107 [I] : Ta được
𝐾 𝐻𝑣 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6.41) ta có
𝛿 𝐻 hệ số xét đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng(6.15) ta chọn
𝑔 𝑜 hệ số kể đến ảnh hưởng của si lệch các bước răng bánh răng 1 và bánh răng 2
Vậy ứng suât tiếp xúc trên bề mặt làm việc răng
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức (6.1)
𝑍 𝑉 hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8 Khi đó gai công độ nhám
𝑐𝑜𝑠16°27′ $6(mm) Đường kính vòng đỉnh răng
→ 𝜎 𝐻 ≤ [𝜎 𝐻 ] 𝑐𝑥 = 406,29 (MPa) → bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép
𝑇 1 momen xoắn trên bánh răng chủ động (N.mm)
𝑑 𝑤1 đường kính vòng lớn bánh chủ động (mm)
𝜀 𝛼 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang, tính theo (6.38a) và (6.38b)
140 hệ số kế đến độ nghiêng của răng
𝑌 𝐹 1 , 𝑌 𝐹 2 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương ( 𝑧 𝑣 1 = 𝑧 1 cos 3 𝛽 và 𝑧 𝑣 2 = 𝑧 2 cos 3 𝛽 và hệ số dịch chỉnh tra bảng 6.18)
𝐾 𝐹 hệ số tải trọng khi tính về uốn
𝐾 𝐹𝛽 hê số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
𝐾 𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Với v=3,71 (m/s), cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14 Tr.107(I) Ta có 𝐾 𝐻𝛼 = 1,40
𝐾 𝐹𝑉 là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
4,90 = 8,93 (m/s) (Tra bảng 6.15 và 6.16 ta chọn 𝛿 𝐹 =0,006, 𝑔 𝑜 = 73)
2.14325,0.1,16.1,40 = 1,42 Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn là :
𝑌 𝐹 1 = 3,90 ; 𝑌 𝐹 2 = 3,60 Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :
3,90 = 32,46 (MPa) Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn :
Từ công thức thứ (2) và (4) ta có :
𝑌 𝑅 =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng
𝑌 𝑆 hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
𝐾 𝑋𝐹 hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
→Vậy bộ truyền đảm bảo về uốn
Kiểm nghiêm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v…) và hệ số quá tải
T là momen xoắn danh nghĩa (N.mm)
𝑇 𝑚𝑎𝑥 là momen xoắn quá tải(N.mm) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào công suất tiếp xúc cực đại và công suất uốn cực đại Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 không vượt quá một giá trị cho phép
→ thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hổng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại 𝜎 𝐹𝑚𝑎𝑥 tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép
Vậy thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
→Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải
Các thông số và kích thước bộ truyền :
⋄Khoảng cách trục : aw 8 (mm)
⋄Chiều rộng vành răng : bw = 44,4 (mm)
31 NÔNG PHƯỚC THẠNH da1 = d1 + 2.( 1+ x1 - Y).𝑚 𝑛 = 50,04 + 2.( 1 + 0 – 0 ).2 = 54,04 (mm) da2 = d2 + 2.( 1+ x2 - Y).𝑚 𝑛 = 246,07 + 2.( 1 + 0 - 0 ).2 = 250,07(mm)
⋄Đường kính đáy răng : df1 = d1 - ( 2,5 - 2.x1).𝑚 𝑛 = 50,04 - ( 2,5 - 2.0).2 = 45,04 (mm) df2 = d2 - ( 2,5 - 2.x2).𝑚 𝑛 = 246,07 - ( 2,5 - 2.0).2 = 241,07 (mm)
3.Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc:
Thông số Ký hiệu Giá trị Thứ nguyên
Khoảng cách trục aw 148 mm
Mô đun pháp mn 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 44,4 mm
Số răng bánh lớn Z2 118 Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 50,04 mm Đường kính vòng chia bánh lớn d2 246,07 mm Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ da1 54,04 mm Đường kính đỉnh răng bánh lớn da2 250,07 mm Đường kính đáy răng bánh nhỏ df1 46,04 mm Đường kính đáy răng bánh lớn df2 241,07 mm
-Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc
-Đối với hộp giảm tốc ta đang thiết kế do có vận tốc nhỏ v < 12m/s nên dung phương pháp bôi trơn ngâm dầu
-Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn (hay bánh bị dẫn) được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữ mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một giá trị cho phép (thường bằng 8 đến
3.1 Cặp bánh răng cấp nhanh
-Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu [1] :
-Do chiều cao ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 mm nên ta chọn 𝑙 2𝑚𝑖𝑛 12 (mm)
Mức dầu tối thiểu xác định theo công thức
2 – 12= 113,035 (mm) Mức dầu tối đa : Vì v = 3,71 (m/s) > 1,5 (m/s) nên
3.2 Cặp bánh răng cấp chậm
-Chiều cao ngâm dầu tối thiểu:
-Do chiều cao ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 mm nên ta chọn
2 – 12= 113 (mm) Mức dầu tối đa : Vì v = 0,76 (m/s) < 1,5 (m/s) nên
Mức dầu chung cho cả hộp:
Vậy ta chọn mức dầu bôi trơn là :
4.Kiểm tra điều kiện chạm trục:
Vì bộ truyền hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra điều kiện chạm trục
Kiểm tra sai sốvận tốc:
5.Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau Δ 𝑛 =| 𝑛 𝑡ℎ𝑢𝑐 −𝑛
24 = 59,17 Vậy sai số vận tốc Δ 𝑛 = |59,17−60,58
Trục của hộp giảm tốc chỉ chịu tải trọng nhỏ, do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện có 𝜎 𝐻 = 600 (MPa), 𝜎 𝑐ℎ = 340 (MPa), ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = (15 ÷ 30) (MPa)
Tính sức bền trục
2.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết máy quay tác dụng lên trục
Xác định trị số và chiều dài của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm 3 thành phần: lực vòng 𝐹 𝑡 ; lực hướng tâm 𝐹 𝑟 và lực dọc trục 𝐹 𝑎 Trị số của chúng được xác định theo công thức:
+𝑇 1 momen xoắn trên trục bánh chủ động, (Nmm)
+𝑑 𝑤 1 đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
(Dt đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi)
𝑐𝑜𝑠16°27′ = 535,68 (N) Ngoài ra, còn lực tác dụng từ khớp nối :
(Dt đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi Tra bảng 16.10a Tr.68 [II])
2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
Tính sơ bộ đường kính trục theo công thức (10-9) ta có :
Trong đó: dk : đường kính trục thứ k (mm)
T : momen xoắn trên trục thứ k (Nm)
:Ứng suất xoắn cho phép trên trục (MPa)
-Trục II (II ’ ): TII = 33811,7 (Nmm) ; = 20 (MPa)
-Trục III: TIII = 318118 (Nmm ) ; = 30 (MPa)
2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ
-Tra bảng (10.2) để xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn d1 = 20 (mm) → b01 = 15 (mm) d2 = 25 ( mm) → b02 = 17 (mm) d3 = 40 (mm) → b03 = 23 (mm)
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
-Chọn các kích thước như sau: k1 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc giữa các chi tiết quay k2 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k3 = 15 : Khoảng cách giữa mặt mút của chi tiết quay đến nắp hộp hn = 15 : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
-Chiều dài may ơ bánh răng trụ:
-Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
-Theo yêu cầu lắp nên chọn 𝑏 𝑜1 = 15 (mm)
-Chiều dài may ơ bánh răng trụ:
-Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
Trên trục II: Trục có 2 mayo của bánh răng trụ
Trên trục III : Trên trục có mayo của bánh răng trụ và mayo của khớp nối
Chiều dài mayo bánh răng trụ :
Chiều dài mayo của khớp nối trục vòng đàn hồi:
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay, theo bảng 10.4- Tr191[I], ta có:
2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
Trên trục I có các lực tác dụng lên bao gồm:
2 Lực dọc trục 𝐹 𝑎1 do bánh răng 𝑍 1 gây nên
Lực hướng tâm 𝐹 𝑡 của khớp nối và các phản lực liên kết tại ổ A chưa xác định được
Sơ đồ chi tiết quay và lực từ chi tiết máy quay tác dụng lên trục:
Các thông số đã biết:
Xác định phản lưc tại các ổ:
Lấy momen tại C, ta có ∑ 𝑀 𝐶 = 0
Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A,B,C,D Ta tiến hành xác định đường kính trục tại cắt mặt cắt
40 NÔNG PHƯỚC THẠNH Đường kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức
Trong đó [𝜎] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 TR.195[I] thép 45 có [σ] = 50 (MPa)
𝑀 𝑡𝑑𝑗 là tổng momen tương đương tại tiết diện đang tính
Mặt cắt nguy hiểm tại bên trái điểm D:
⋄ Đường kính tại khớp nối A (mm)
Mặt cắt nguy hiểm tại bên trái điểm B :
Trên trục II có các lực tác dụng lên bao gồm :
Lực dọc trục 𝐹 𝑎2 do bánh răng 𝑍 2 gây nên, sinh ra momen uốn 𝑀 𝑎2
Lực hướng tâm 𝐹 𝑟 của khớp nối và các phản lực liên kết tại 2 ổ chứa xác định được
Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết máy quay tác dụng lên trục :
Các thông số đã biết
2 = 10362,275 (Nmm) Xác định phản lực liên kết tại các ổ :
Lấy momen tại D theo phương Y, ta có:
Lấy mômen tại D theo phương X ta có:
Xác định cắt mặt cắt nguy hiểm và tính đường kính các đoạn trục: Đường kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức
Trong đó [𝜎] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 TR.195[I] thép 45 có [σ] = 50 (MPa)
𝑀 𝑡𝑑𝑗 là tổng momen tương đương tại tiết diện đang tính
Mặt cắt nguy hiểm tại bên phải điểm A:
Tại C lắp bánh răng, để đảm bảo an toàn, để thuận tiện trong quá trình gia công và tránh hạ bậc đột ngột, lấy đường kính theo tiêu chuẩn (Tr195 [I])
Mặt cắt nguy hiểm bên trái điểm C
Tại C lắp bánh răng (mm) Lấy theo đuờng kính tiêu chuẩn (Tr 195 [I]) →
⋄Xác định đường kính tại 2 ổ lăn B,D
3 ,55 (mm) Theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo.Ta lấy → 𝑑 𝐴 %(mm)
Tại D tổng các mômen tác dụng bằng không nên đường kính trục tại đây được xác định theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo
Trên trục III gồm hai chi tiết quay là bánh răng 𝑍 4 và khớp nối , do đó các lực tác dụng lên trục gồm:
Và lực do khớp nối 𝐹 𝑘 = 1211,88 (N) Ngoài ra còn có phản lực tại các ổ lăn
Thông số đã biết trên trục III
Xác định các mặt cắt nguy hiểm và tính đường kính các đoạn trục
Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A, B, C, D Ta tiến hành xác định đường kính trục tại các mặt cắt Đuờng kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức
Trong đó [𝜎] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 TR.195[I] thép 45 có [σ] = 50 (MPa)
𝑀 𝑡𝑑𝑗 là tổng momen tương đương tại tiết diện đang tính
Mặt cắt nguy hiểm tại bên phải điểm B:
Tại vị trí B lắp bánh răng Lấy 𝑑 𝐵 H(mm)
Tại D lắp khớp nối nên ta lấy đường kính theo tiêu chuẩn: 𝑑 𝐷 @(mm)
⋄Xác định đường kính tại 2 ổ lăn A, C:
Mômen tai A bằng không nên ta tính đường kính trục tai A theo C
Theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo
2.5 Kiểm tra độ bền mỏi
Khi xác định đường kính trục, ta chưa xét đến một số ảnh hưởng của độ bền mỏi trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt.Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên
-Để trục được đảm bảo an toàn về độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện
[s] : là hệ số an toàn cho phép, thông thường [1,5… 2,5]
𝑠 𝜎 𝑗 ,𝑠 𝜏 𝑗 là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:
𝜎 −1 , 𝜏 −1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thế lấy gần đúng 𝜎 −1 = 0,436.𝜎 𝑏 (đối với thép cacbon), 𝜏 −1 = 0,58.𝜎 −1
→ 𝜎 −1 = 0.436.600 = 261,6 (MPa) (Tra bảng 10.9 Tr.197 ta chọn 𝜎 𝑏 600 𝑀𝑃𝑎)
𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗 là biên độ và trị sô trung bình nguy hiểm của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j
Vì trục quay nên ứng suất uốn thôi đổi theo chu kỳ đối xứng
Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch dao động do đó :
2𝑤 𝑜𝑗 (10.23) Với 𝑊 𝑗 , 𝑊 𝑜𝑗 là monmen cản uốn và momen cản xoắn trục tại tiết diện nguy hiểm j
Theo bảng 10.6 Tr.192[I] với trục có 1 rãnh then ta có
2.𝑑 𝑗 Với trục có 2 rãnh then ta có :
Trong đó : b là chiều rộng rãnh then,
𝑡 1 là chiều sâu rãnh then trên trục
𝜓 𝜎 , 𝜓 𝜏 : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 TR.192[I] ta có: 𝜓 𝜎 = 0,05 ; 𝜓 𝜏 = 0
𝐾 𝑥 là hệ sô tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 TR.197[I] ta có 𝐾 𝑥 = 1,06
𝐾 𝑦 : hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu, tra bảng 10.9–Tr 197[I].Do ta không dùng phương pháp nên có: 𝐾 𝑦 = 1
𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 : là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 Tr198[I]
𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn
2.51 Kiểm nghiệm đối với trục I :
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng có thể thấy tiết diện lắp ổ lăn là tiết diện nguy hiểm, cần được kiểm tra về độ bền mỏi về phía bên trái
Ta có đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn là 𝑑 𝐼 = 20 (mm), tra bảng 9.1 TR 173[I] ta có kích thước then chiều rộng b = 6(mm) ; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 3,5(mm)
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, tra bảng 10.12 – TR.199[I] (cắt rãnh then bằng dao phay ngón)
Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
Tra bảng 10.10 Tr.198 [I] ta có 𝜀 𝜎 = 0,92 ; 𝜀 𝜏 = 0,89
Vậy, trục I thõa mãn điều kiện mõi
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng có thể thấy tiết diện lắp bánh răng
3 (tiết diện tại C) là tiết diện nguy hiểm, cần được kiểm tra về độ bền mỏi về phía trái điểm C
-Ta có đường kính truc tại chỗ lắp bánh răng là 𝑑 𝐼𝐼 0 (mm), tra bảng 9.1a–Tr 173[I], ta có kích thước then chiều rộng b =8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 4mm
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, tra bảng 10.12 – TR.199[I] (cắt rãnh then bằng dao phay ngón)
Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
Tra bảng 10.10 Tr.198 [I] ta có 𝜀 𝜎 = 0,88 ; 𝜀 𝜏 = 0,81
Vậy, trục II thõa mãn điều kiện bền khi quá tải
Ta có đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn là 𝑑 𝐼𝐼𝐼 = 45 (mm), tra bảng 9.1 TR 173[I] ta có kích thước then chiều rộng b = 14 (mm) ; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 5,5(mm)
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, tra bảng 10.12 – TR.199[I] (cắt rãnh then bằng dao phay ngón)
Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
Tra bảng 10.10 Tr.198 [I] ta có 𝜀 𝜎 = 0,81 ; 𝜀 𝜏 = 0,76
Vậy, trục III thõa mãn điều kiện mõi
2.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm có dạng
Với 𝑀 𝑚𝑎𝑥 và 𝑇 𝑚𝑎𝑥 lần lượt là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
𝜎 𝑐ℎ giới hạn chảy của vật liệu trục (𝜎 𝑐ℎ = 340 𝑀𝑃𝑎)
Vậy, trục I thõa mãn điều kiện bền khi quá tải
2.6.2 Kiểm nghiệm cho trục II:
Vậy, trục II thõa mãn điều kiện bền khi quá tải
2 6.3 Kiểm nghiệm cho trục III:
Vậy, trục III thõa mãn điều kiện bền khi quá tải
Vậy, trục III thõa mãn điều kiện bền khi quá tải
Mối ghép then được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại Ta chọn then bằng đầu tròn với việc gia công trên trục bằng dao phay ngón
3.1.1 Chọn then chỗ lắp khớp nối:
Tại chỗ lắp khớp nối: d= 25 (mm)
Tra bảng 9.1 TR 173[I] ta có b= 8(mm) ; h= 7(mm) ;
Lấy theo tiêu chuẩn 𝐿 𝑡 = 28 (mm)
3.1.2 Kiểm nghiệm sức bền dập cho then, theo điều kiện:
Theo bảng 9.5 TR 178 [I] ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 (MPa)
→ Then đảm bảo điều kiện bền dập
3.1.3 Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then, theo điều kiện:
Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐 ] = (60 ÷ 90) (MPa)
Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt
3.2 Tính chọn then cho trục II
3.2.1 Tính chọn then vị trí lắp bánh răng 𝒁 𝟐 : a)Kích thước then : Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d= 20 (mm)
Tra bảng 9.1a TR 173 [I] ta có b=6 (mm) ; h= 6 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 3,5 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên lỗ 𝑡 2 = 2,8 (mm)
Lấy theo tiêu chuẩn 𝐿 𝑡2 = 32 (mm) b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then, theo điều kiện:
Theo bảng 9.5 TR 178 [I] ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 (MPa)
→ Then đảm bảo điều kiện bền dập c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then, theo điều kiện:
Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐 ] = (60 ÷ 90) (MPa)
Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt
3.2.2 Tính chọn then tại vị trí lắp bánh răng 𝒁 𝟑 : a) Kích thước then :
Tính chọn then vị trí lắp bánh răng 𝑍 3 Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d= 30 (mm)
Tra bảng 9.1a TR 173 [I] ta có b=8 (mm) ; h= 7 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 4 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên lỗ 𝑡 2 = 2,8 (mm)
Lấy theo tiêu chuẩn 𝐿 𝑡2 = 32 (mm) b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then, theo điều kiện:
Theo bảng 9.5 TR 178 [I] ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 (MPa)
→ Then đảm bảo điều kiện bền dập c)Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then, theo điều kiện:
Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐 ] = (60 ÷ 90) (MPa)
Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt
3.3 Tính chọn then cho trục III:
3.3.1 Chọn then chỗ lắp bánh răng:
Tính chọn then vị trí lắp bánh răng 𝑍 2 a.Kích thước then Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d= 48 (mm)
Tra bảng 9.1a TR 173 [I] ta có b (mm) ; h= 9 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 5,5 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên lỗ 𝑡 2 = 3,8 (mm)
Lấy theo tiêu chuẩn 𝐿 𝑡2 = 50 (mm) b Kiểm nghiệm sức bền dập cho then, theo điều kiện:
Theo bảng 9.5 TR 178 [I] ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 (MPa)
→ Then đảm bảo điều kiện bền dập c Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then, theo điều kiện
Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐 ] = (60 ÷ 90) (MPa)
Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt
3.3.2 Tính chọn then vị trí lắp khớp nối :
Kích thước then Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d= 40 (mm)
Tra bảng 9.1a TR 173 [I] ta có b (mm) ; h= 8 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 5 (mm)
Chiều sâu rãnh then trên lỗ 𝑡 2 = 3,3 (mm)
Lấy theo tiêu chuẩn 𝐿 𝑡2 = 56 (mm) a Kiểm nghiệm sức bền dập cho then, theo điều kiện
Theo bảng 9.5 TR 178 [I] ta có [𝜎 𝑑 ] = 100 (MPa)
→ Then đảm bảo điều kiện bền dập b Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then, theo điều kiện
Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [𝜏 𝑐 ] = (60 ÷ 90) (MPa)
Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt
Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc
Khả năng tải trọng tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư
Số vòng quay 𝑛 1 20 (vg/ph)
Thời gian làm việc : 𝐿 ℎ = 12000 (giờ)
Phân tích lực tại các ổ
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C
𝐹 𝑟 ≥ 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc 𝛼 = 12°
Tra bảng P2.12 trang 263 [I], với d= 20 ta có bảng sao
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) 𝑟 1 (mm) C(kN) 𝐶 𝑜 (kN)
Hệ số e (Theo bảng 11.4 trang 216[I])
Lực dọc trục tác động vào ổ B,C do lực hướng tâm gây ra
Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ
4.3.3 Xác định tải trọng quy ước Q, theo công thức 11.3 trang 214[I]
V là hệ số ảnh hưởng của vòng nào khi quay, V=1 (vòng trong quay)
X,Y hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
𝐾 𝑡 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, do nhiệt độ của hộp giảm tôc < 105° nên
𝐾 𝑑 hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Theo bảng 11.3 TR.215[I] ta có 𝐾 𝑑 = 1,2
Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay)
Vì 𝐶 𝑑 < C = 14 (kN) nên ổ đảm bảo khả năng tải động
Vì 𝐶 𝑑 < C = 14 (kN) nên ổ đảm bảo khả năng tải động a Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc thì ổ được chọn cần thõa mãn điều kiện sao
𝐶 𝑜 khả năng tải tĩnh của ổ (kN)
𝑄 𝑡 tải trọng tĩnh quy ước (kN)
Với ổ đỡ chặn α= 12° ta chọn 𝑋 𝑜 = 0,5 , 𝑌 𝑜 = 0,47
Nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
Nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
Số vòng quay 𝑛 1 (9,79 (vg/ph)
Thời gian làm việc : 𝐿 ℎ = 12000 (giờ)
Phân tích lực tại các ổ
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D
𝐹 𝑟 ≥ 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc 𝛼 = 12°
Tra bảng P2.12 trang 263 [I], với d= 25 ta có bảng sao
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) 𝑟 1 (mm) C(kN) 𝐶 𝑜 (kN)
4.4.2 Chọn cấp chính xác ổ lăn: Đối với hộp giảm tốc, chọn cấp chính xác 0, với độ đảo hướng tâm 20μm Trang 213 tập [I]
Hệ số e (Theo bảng 11.4 trang 216[I])
Lực dọc trục tác động vào ổ B,C do lực hướng tâm gây ra
Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ
4.4.3 Xác định tải trọng quy ước Q, theo công thức 11.3 trang 214[I]
V là hệ số ảnh hưởng của vòng nào khi quay, V=1 (vòng trong quay)
X,Y hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
𝐾 𝑡 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, do nhiệt độ của hộp giảm tôc < 105° nên
𝐾 𝑑 hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Theo bảng 11.3 TR.215[I] ta có 𝐾 𝑑 = 1,2
Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay)
Vì 𝐶 𝑑 < C = 12,4 (kN) nên ổ đảm bảo khả năng tải động
Vì 𝐶 𝑑 < C = 12,4 (kN) nên ổ đảm bảo khả năng tải động a Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc thì ổ được chọn cần thõa mãn điều kiện sao
𝐶 𝑜 khả năng tải tĩnh của ổ (kN)
𝑄 𝑡 tải trọng tĩnh quy ước (kN)
Với ổ đỡ chặn α= 12° ta chọn 𝑋 𝑜 = 0,5 , 𝑌 𝑜 = 0,47
Nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
Nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
Số vòng quay 𝑛 1 Y,14 (vg/ph)
Thời gian làm việc : 𝐿 ℎ = 12000 (giờ)
Phân tích lực tại các ổ
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C
Vì không có lực Fa do đó ta chọn ổ lắp cho trục III là ổ bi đỡ
Tra bảng P2.7 trang 255 [I], với d= 45 ta có bảng sao
Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) 𝑟 1 (mm) C(kN) 𝐶 𝑜 (kN)
4.5.2 Chọn cấp chính xác ổ lăn: Đối với hộp giảm tốc, chọn cấp chính xác 0, với độ đảo hướng tâm 20μm Trang 213 tập [I]
4.5.3 Kiểm tra tải tĩnh Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc thì ổ được chọn cần thõa mãn điều kiện sao
𝐶 𝑜 khả năng tải tĩnh của ổ (kN)
𝑄 𝑡 tải trọng tĩnh quy ước (kN)
Với ổ đỡ chặn α= 12° ta chọn 𝑋 𝑜 = 0,5 , 𝑌 𝑜 = 0,47
Nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
Nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
Chọn khớp nối cho đầu vào trục I và đầu ra trục III Để đảm bảo cho việc truyền momen xoắn từ trục I và trục III sang xích tải được ổn định, ta chọn khớp nối giữa 2 trục là khớp nối đàn hồi
Nhờ có bộ phận đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục
Khớp nối có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu phi kim nên rẻ và đơn giản, được dung để truyền momen xoắn nhỏ và trung bình
5.1 Khớp nối cho đầu vào trục I: Đường kính chỗ lắp khớp nối: d = 18 (mm)
Chọn khớp nối 1 Khớp nối cho đầu vào trục I
Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi
𝑍.𝐷 𝑜 𝑑 𝑐 𝑙 3 ≤ [𝜎] 𝑑 Điều kiện sức bền dập của chốt
K hệ số chế độ làm việc, k = 1,4
[𝜎] 𝑑 ứng suất dập cho phép của vòng cao su
[𝜎] 𝑢 ứng suất uốn cho phép của chốt
2 = 41,5 (mm) Thay các thông số vào công thức, ta có :
Như vậy vòng đàn hồi thõa mãn điều kiện bền dập và chốt thõa mãn điều kiện bền uốn
→ Vậy khớp nối đã chọn thõa mãn.
CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP
Các kích thước cơ bản của vỏ hộp……………….…………….…68-71 PHẦN V: CÁC CHI TIẾT PHỤ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 1 Cửa thăm
Các kích thước cơ bản của vỏ hộp xác định theo bảng 18.1 TR85[2]
𝛿 = 0.03.a+3 = 0,03.148 + 3 = 7,44 (mm) (a là khoảng cách tâm)
Chiều cao : h