Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy đồ án cơ sở thiết kế máy

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ DẪN ĐỘNG

Chọn động cơ điện

3 Hộp giảm tốc bánh răng côn

4 Cặp bánh răng hở hình trụ

1.1.1.Xác định công suất cần thiết

- Hiệu suất tổng của toàn bộ hệ thống: η t = η kn η ol 3 η rc η rt = 1 0,99 3 0,97 0,95 ≈ 0,89

Hiệu suất của các bộ truyền được lựa chọn bao gồm: hiệu suất khớp nối η kn = 1, hiệu suất của một cặp ổ lăn η ol = 0,99, hiệu suất bộ truyền bánh răng côn η rc = 0,97 và hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η rt = 0,95.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ điện

- Số vòng quay trên trục công tác:

13 n lv = 60000.v πD = 60000 0,8 π 240 ≈ 63,66 (vòng/phút) n lv: số vòng quay trục công tác

- Chọn tỉ số truyền: uhgt = 3 (tỉ số truyền hộp giảm tốc) ung = 5 (tỉ số truyền bộ truyền ngoài – răng trụ)

- Tỷ số truyền sơ bộ: usb = uhgt.un = 5 3 = 15

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ n là: n = nlv uht = 63,66.16 ≈ 954.9 (vg/ph)

Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay cos φ η % Tmax

Tính toán động học

1.2.1 Xác định tỉ số truyền hệ thống uht = nđc n lv = 960

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền

Vì uht≈usb nên sẽ lấy tỉ số truyền giống với ban đầu uhgt = 3 (tỉ số truyền hộp giảm tốc) ung = 5 (tỉ số truyền bộ truyền ngoài – răng trụ)

1.2.3 Xác định công suất, số vòng quay và mômen trên các trục ucd

- Công suất trên các trục

Công suất trên trục Ⅱ của hộp giảm tốc:

0,99.0,95 ≈ 5,61 (kW) Công suất trên trục Ⅰ của hộp giảm tốc:

0,99.0,97 ≈ 5,85 (kW) Công suất trên trục động cơ:

- Số vòng quay và trên các trục nđc = 960 (vòng/phút) nⅠ = nđc = 960 (vòng/phút) nⅡ = n Ⅰ u hgt = 960

3 = 320 (vòng phút) nlv = n II u ng = 320

Thông số Động cơ I II Làm việc

Số vòng quay n (vg/ph) 960 960 320 64

CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

BỘ TRUYỀN NGOÀI (BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG):

- Số vòng quay trục dẫn n Ⅱ = 320 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

- Số vòng quay trục bị dẫn n lv = 64 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

- Thời gian làm việc l h =5.300.2.8$.000 giờ

2 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhi ệt luyện, cơ tính vật liệu:

- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện với độ rắn ≈ 250 𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃𝑎

- Bánh lớn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện với độ rắn theo điều kiện 𝐻𝐵1 = 𝐻𝐵2 + (10- 15)𝐻𝐵 nên ta chọn 𝐻𝐵2 ≈ 235𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ 450𝑀𝑃𝑎

3 Số chu kì làm việc cơ sở:

4.Số chu kỳ làm việc tương đương:

Số chu kỳ làm việc NHE = NFE = 60.n.c.Lh

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1

Vì NHE > NHO => KHL1=KHL2=1

Vì NFE > NFO => KFL1=KFL2=1

5 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn của các bánh răng: σ Hlim = 2HB +70 σ Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 σ Hlim2 = 2HB2 +70 = 2.235 + 70 = 540

16 σ OFlim = 1,8.HB σ OFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 σ OFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423

6 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện SH = 1,1

7 Ứng suất uốn cho phép:

SF = 1,75, bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

Theo bảng 6.6 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ψ ba = 0,3 - 0,5 chọn ψ ba = 0,4 theo tiêu chuẩn khi đó: ψ bd = 0,53 ψ ba (u + 1) = 0,53.0,4.6 = 0,72

Theo bảng 6.7 tài liệu [1] KHB = 1,03 và KFB= 1,06

9 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng: a w = K a (u + 1) √ T 2 K HB

12 Xác định hệ số dịch chỉnh:

Theo bảng 6.10a, tra được kx = 7,888

Hệ số giảm đỉnh răng:

Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + ∆y = 6 + 1,325 = 7,325 x1 = 0,5.[xt - (z2 - z1).y/zt] = 0,5.[7,325 - (140 - 28).6/168] = 1,6625 x2 = xt - x1 = 7,325 - 1,6625 = 5,6625

Góc ăn khớp: cosαtw = zt.m.cosα/(2.a w ) = 168.2,5.cos(0)/(2.225) = 14

13 Thông số hình học: Đường kính vòng chia: d1 = m.Z 1 cos β= 2,5.28 cos (0) = 70 mm d2 = m.Z 2 cos β = 2,5.140 cos(0) = 350 mm Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.(1 + x1 - ∆y).m = 70 + 2.(1 + 1,6625 - 1,325).2,5 = 76,6875 mm da2 = d2 + 2.(1 + x2 - ∆y).m = 350 + 2.(1 + 5,6625 - 1,325).2,5 = 376,6875 mm

18 Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5 - 2.x1).m = 70 - (2,5 - 2.1,6625) = 70,825 mm df2 = d2 - (2,5 - 2.x2).m = 350 - (2,5 - 2.5,6625) = 358,825 mm

Chiều rộng vành răng: bw =ψ ba a w = 0,4.225 = 81,6 mm

Góc prôfin răng: α = 20° theo TCVN 1065-71 αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan20/cos0) = 20°

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H (u+1) b w1 u br d 2 w1 = 274.1,73.0,868 √2.167543,86.1,52.(5+1)

ZM = 274 MPa : hệ số kế đến cơ tính của vật liệu, theo bảng 6.5 [1]

Z H = √2 cosβ b /sin2α tw βb = arctan (cosαt.tanβ) = arctan [cos(20).tan(0)] = 0 αtw = 21°04

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,18.1.1,29=1,52: hệ số tải trọng khi tiếp xúc

KHα = 1 (do là bánh răng thẳng)

2.167543,86.1,17.1 = 1,29 d w1 = d 1 + [2y/(z 1 + z 2 )] d 1 = 70 + [2.6/(28 + 140)].70 = 75 v = π.d w1 n 1 /6000 = π.75.320/6000 ,57 theo bảng 6.13 trang 106 chọn cấp chính xác bằng 6

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: σ F1 = 2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w1 m ≤ [σF1] σ F2 = σ F1 Y F2

Theo bảng 6.7 [1] trang 98 , chọn KFB =1,38

Vì là bánh răng thẳng chọn KFA = 1 vF = σ F go.v √a w /u = 0,016.38.12,57 √210/5 = 49,53

Chiều rộng vành răng b w = 81,6 mm

Tỉ số truyền Tỉ số truyền

BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC (BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG):

- Số vòng quay trục dẫn n 𝐼 = 960 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

- Số vòng quay trục bị dẫn n II = 320 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

- Thời gian làm việc l h =5.300.2.8$.000 giờ

2 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhi ệt luyện, cơ tính vật liệu:

- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện với độ rắn ≈ 250 𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃𝑎

- Bánh lớn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện với độ rắn theo điều kiện 𝐻𝐵1 = 𝐻𝐵2 + (10- 15)𝐻𝐵 nên ta chọn 𝐻𝐵2 ≈ 235𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎𝑏 = 750𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ 450𝑀𝑃𝑎

3 Số chu kì làm việc cơ sở:

4.Số chu kỳ làm việc tương đương:

Số chu kỳ làm việc NHE = NFE = 60.n.c.Lh

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1

NHE2 = NFE2 = 60 64.1.24000= 9,216.10 7 Đường kính vòng chia d 1 = 70 mm d 2 = 350 mm Đường kính đỉnh răng d a1 = 76,6875 mm d a2 = 376,6875 mm Đường kính đáy răng d f1 = 70,825 mm d f2 = 358,825 mm

Vì NHE > NHO => KHL1=KHL2=1

Vì NFE > NFO => KFL1=KFL2=1

5 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn của các bánh răng: σ Hlim = 2HB +70 σ Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 σ Hlim2 = 2HB2 +70 = 2.235 + 70 = 540 σ OFlim = 1,8.HB σ OFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 σ OFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423

6 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện SH = 1,1

7 Ứng suất uốn cho phép:

SF = 1,75, bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

8 Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài

Chiều dài côn ngoài thiết kế

K R = 0,5 K d = 0,5.100 = 50 MPa 1/3 (Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép K d = 100 MPa 1/3 )

2−0,25≈ 0,43 ; Tra bảng 6.21 ta có KHβ ≈ 1,09

R e = 50 √3 2 + 1 √58156 ,78.1,09/[(1 − 0,25) 0,25.3 490,91 3 2 ] = 122,73 mm\ Đường kính chia ngoài thiết kế d e1 = K d √T 3 1 K Hβ /[(1 − K be ) K be u [σ H ] 2 ]

9 Xác định thông số ăn khớp

Có d e1 dò bảng 6.22 ta có z 1p = 19

Vì độ rắn mặt răng v ≤ HB 350, suy ra z 1 = 1,6 z 1p = 1,6.19 = 30,4 làm tròn 31 răng Đường kính trung bình và môđun trung bình: d m1 = (1 − 0,5 K be )d e1 = (1 – 0,5.0,25).77,62 = 67,92 mm m tm = d m1 /z 1 = 67,92/31 = 2,19 mm

Xác định môđun: m te = m tm /(1 − 0,5 K be ) = 2,19/(1 – 0,5.0,25) = 2,5 mm

Theo bàng 6.8 chọn được m te = 2,5; tính lại d m1 và m tm : m te = m tm /(1 − 0,5 K be ) suy ra m tm = 2,19 m tm = d m1 /z 1 suy ra d m1 = 67,81 mm dm2 = dm1.de2/de1 = 67,81.232,5/77,5 = 203,43 mm

Góc chia côn: δ δ 1 = arctg(z 1 /z 2 ) = arctg(31/93) = 18,435° δ 2 = 90 − δ 1 = 71,565°

Theo bảng 6.20 ta chọn x 1 = 0.3 và x 2 = -0.3

R e = 0,5 m te √z 1 2 + z 2 2 = 0,5.2 √31 2 + 93 2 = 98,03 mm Đường kính chia ngoài:

Chiều cao răng ngoài: hte = cosβ = cos(0) = 1 c = 0,2.mte = 0,2.2,5 = 0,5 h e = 2 h te m te + c = 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm

Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = (hte + x1.cosβ).mte = (1 + 0,3.1).2,5 = 3,25 mm h ae2 = 2 h te m te − h ae1 = 2.1.2,5 – 3,25 = 1,75 mm

Chiều cao chân răng ngoài: h fe1 = h e − h ae1 = 5,5 – 3,25 = 2,25 mm h fe2 = h e − h ae2 = 5,5 – 1,75 = 3,75 mm Đường kinh đỉnh răng ngoài: d ae1 = d e1 + 2 h ae1 cosδ 1 = 77,5 + 2.3,25.cos(18,435°) = 83,67 mm d ae2 = d e2 + 2 h ae2 cosδ 2 = 232,25 + 2.1,75.cos(71,565°) = 233,36 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ε √2 T 1 K H √u 2 + 1/(0,85 b d m1 2 u)

ZM = 274 Mpa: hệ số kế đến cơ tính của vật liệu, theo bảng 6.5 [1]

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,09.1.1,18=1,29: hệ số tải trọng khi tiếp xúc

KHα = 1 (do là bánh răng thẳng) v = π.d m1 n 1 /6000 = π.67,92.960/60000 = 3,41 m/s theo bảng 6.13 trang 106 chọn cấp chính xác bằng 8 vH = δ H go.v √d m1 (u + 1)/u = 0,006.56.3,41 √67,92 (3 + 1)/3 = 10,9

Theo bảng 6.15 chọn δ H = 0.006, bảng 6.16 chọn go = 56

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 /(0,85 b m nm d m1 ) ≤ [σF1] σ F2 = σ F1 Y F2

Theo bảng 6.21 trang 113 , chọn KFβ =1,17

Vì là bánh răng thẳng chọn KFα = 1

Theo bảng 6.15 chọn δ F = 0.016, bảng 6.16 chọn go = 56 vF = δ F go.v √d m1 (u + 1)/u = 0,016.56.3,41 √67,92 (3 + 1)/3 = 29.08

Chiều dài côn ngoài R e = 98,03 mm

Chiều rộng vành răng b = 24,51 mm

Số răng bánh răng z 1 = 31 răng z 2 = 93 răng

Hê số dịch chỉnh chiều cao x 1 = 0.3 mm x 2 = −0.3 mm Đường kính chia ngoài d 1 = 77,5 mm d 2 = 232,5 mm

Chiều cao răng ngoài h e = 5,5 mm

Chiều cao đầu răng ngoài h ae1 = 3,25 h ae2 = 1,75

Chiều cao chân răng ngoài h fe1 = 2,25 h fe2 = 3,75 Đường kính đỉnh răng ngoài d ae1 = 83,67 mm d ae2 = 233,36 mm

CHƯƠNG III THIẾT KẾ CÁC TRỤC, TÍNH VÀ CHỌN THEN

I Tính toán thiết kế các trục:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cait thiện có σ b = 850 MPa,

2 Vẽ sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục

3 Sơ bộ đường kính từng trục

Trục 1 : 𝑑 1 = 25 mm ; chiều rộng ổ lăn 𝑏 01 = 17 mm

Trục 2 : 𝑑 2 = 35 mm ; chiều rộng ổ lăn 𝑏 02 = 21 mm

- Các kích thước liên quan đến chiều dài trục :

𝑘 1 = 10 mm : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp hoặc giữa các chi tiết quay

𝑘 2 = 5 mm : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

𝑘 3 = 10mm : Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

ℎ 𝑛 = 15mm : chiều cao nắp ổ và đầu bulông

4 Tính chiều dài các trục:

Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = (1,4 2,5).d1 = (1,4 2,5).25 = 35 62,5

Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: lm13 = (1,2 1,4).d1 = (1,2 1,4).25 = 30 35

Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn: lm23 = (1,2 1,4).d2 = (1,2 1,4).35 = 42 49

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ: lm22 = (1,2 1,5).d2 = (1,4 2,5).35 = 25,2 31,5

+ lc22 = 0,5.(lm22 + bo2) + k3 + hn = 0,5.(30 + 21) + 10 + 15 = 50,5 mm

Phân tích lực tác dụng:

Bánh răng côn răng thẳng:

Fr1 = Ft1.tgα.cosδ1 = 1715,29.tg(20).cos(18,435) = 592,28 N

Fr2 = Ft2.tgα.cosδ2 = 1647,19.tg(20).cos(71,565) = 189,59 N

Bánh răng trụ răng thẳng:

Tính lực tác dụng lên trục 1:

Cân bằng momen: ƩM A x = AB.Ry1 + AC.Ry2 – AD.Fr1 + M1 = 0

 48,5.Ry1 + 118,5.Ry2 = 86826,44 (1) Cân bằng lực ƩFy = Ry1 + Ry2 – Fr1 = 0

Ry1 = -237,73 N (đổi lại chiều lực tác dụng)

Cân bằng momen: ƩM D y = - AD.Fkn – BD.Rx1 – CD.Rx2 = 0

 - 108,95.Rx1 – 38,95.Rx2 = 78725 (3) Cân bằng lực: ƩFx = Fkn + Rx1 + Rx2 – Ft1 = 0

Rx1 = -1800,86 N (đổi lại chiều lực tác dụng)

Mô men uốn tại trục I

Mô men tại các tiết diện là:

Tại tiết diện 0 Mx = 0 Nmm My = 0 Nmm

Tại tiết diện 2 Mx = -36130,25 Nmm My = 107868,2 Nmm Tại tiết diện 1 Mx = 0 Nmm My = 41087,2 Nmm

Tại tiết diện 3 Mx = 0 Nmm My = 0 Nmm

Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục tính theo công thức :

+ Đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức:

Tại tiết diện 1 => d 1 = 3 0 M , 1   td  1 = d j = 3 68398 0 , 1 63 , 86 " mm => lấy d1= 25 mm

Tại tiết diện 0 => d0= 0 mm => lấy d0= 25 mm

Tại tiết diện 3 => d3= d 3 = 3 0 M , 1 td    3 = d j = 3 54683 0 , 1 63 , 15 ,55 mm => lấy d3" mm Vậy: d1= 25 mm ( lắp ổ lăn) d0= 25 mm ( lắp ổ lăn) d2= 30 mm ( lắp bánh răng) d3" mm (lắp khớp nối)

Tính lực tác dụng lên trục 2:

Cân bằng momen: ƩM A x = -AB.Fr2 + AC.Ry4 – AD.Fr3 - M2 = 0

Cân bằng lực ƩFy = Ry3 – Fr2 + Ry4 – Fr3 = 0

=> Ry3 = -903,08 (đổi lại chiều lực tác dụng)

Cân bằng momen: ƩM A y = AB.Ft1 – AC.Rx4 – AD.Ft3 = 0

Cân bằng lực: ƩFx = Rx3 + Ft1 + Rx4 – Ft3 = 0

=> Rx3 = -1945,06 (đổi lại chiều lực tác dụng)

Tại 6 (z = l11-l12 = 65) => Mx3 = -101283,325 Nmm Đối với My:

Tại 5 (z = l2c = 78) => My1 = -225700,8 Nmm Xét đoạn 5-6(2-2)

Tại 5 (z = l2c = 78) => My2 = -225700,8 Nmm Tại 6 (z = l22 + l2c = 148) => My2 = -25525,5 Nmm Xét đoạn 4-6(3-3)

Mô men tại các tiết diện là:

Tại tiết diện 4 Mx=0 Nmm My=0 Nmm

Tại tiết diện 6 Mx= -101283,325 Nmm My= -25525,5 Nmm

Tại tiết diện 5 Mx= 130306,8 Nmm My= -225700,8 Nmm

Tại tiết diện 7 Mx= 0 Nmm My= 0 Nmm

Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục tính theo công thức:

Tổng mô men tại các tiết diện:

+ Đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức:

126072 j d A,10mm => lấy d1= 45 mm Tại tiết diện 4 => d4 = 0 mm => lấy d = 45 mm

Vậy: d5= 45 mm ( lắp ổ lăn) d4= 45 mm ( lắp ổ lăn) d6= 52 mm ( lắp bánh răng côn) d7= 40mm ( lắp bánh răng trụ)

Then là một tiết máy tiêu chuẩn có thể được chọn và tính toán dựa trên đường kính trục và chiều dài may ơ Trong đồ án này, các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta sử dụng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, chúng ta chọn then giống nhau cho tất cả các trục.

Với d 3 = 22 (mm) tra bảng 9 -1a tập 1 có: b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 =3,5 mm

Chiều dài then lt =(0,8 0,9 )lmc1 = (0,8…0,9).65=(52…58,5)

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

   d ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1   d 0( Mpa )( với vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc tĩnh)

   c ứng suất cắt cho phép

Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì:   c =(60 90)( Mpa )

 Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

Với d 2 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm

Chiều dài then lt =(0,8 0,9 )lm1=(0,8 0,9 ).42=(33,6…37,8)

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

   d ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1   d 0( Mpa )

   c ứng suất cắt cho phép

Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì:   c =( 60 90 )=90 ( Mpa )

 Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

Với d 7 = 40 (mm) tra bảng 9-1a tập 1, b (mm) ; h= 10(mm) ; t1 =4 mm

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

Với d 6 = 52 (mm) tra bảng 9-1a tập 1, b (mm) ; h= 10(mm) ; t1 =6mm

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

 Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn

4.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau

Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5 sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j sj mj aj dj

− sj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j sj mj aj dj

-1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó

• W 0 là mô men cản uốn

• M2 là mô men uốn tổng tại tiết diện 2 : M2= 113593,03

Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• W0j là mô men cản xoắn:

• T2 là mô men xoắn tác dụng lên trục I

, - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd Hệ số xác định theo công thức sau:

Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được: Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được Ky= 1,7

(tập trung ứng suất ít)

• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngón  hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54

• Theo bảng 10.10 ta chọn   = 0,88 và   = 0,81

 Như vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Thiết diện 5-5 và 6-6 được coi là những thiết diện nguy hiểm, yêu cầu kết cấu trục phải được thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi Để đạt được điều này, hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm cần phải thỏa mãn những điều kiện nhất định.

Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5 s - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét s m a

1 s - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j s 

Trong đó : -1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• W7 là mô men cản uốn ( trục có 2 rãnh then):

• M7 là mô men tổng tại tiết diện 7: M7= 351308,37

351308 Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• T7 mô men xoắn tác dụng lên trục II: T7= 405655,96

405655 ,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky1,7 ( tập trung ứng suất ít)

• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngón  hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54

• Theo bảng 10.10 ta chọn   = 0,88 và   = 0,81

Kdj = ( K/ + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,81+1,06-1)/1,7= 1,54 m j aj dj j K s   

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• W5 là mô men cản uốn ( trục có 2 rãnh then)

• M5 là mô men tổng tại tiết diện 5: M5 = 260616,0265

260616 Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• T5 mô men xoắn tác dụng lên trục II : T5= 405655,96

405655 , - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd – Hệ số xác định theo công thức sau:

Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky 1,7 ( tập trung ứng suất ít)

• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngón  hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54

• Theo bảng 10.10 ta chọn   = 0,88 và   = 0,81

Kdj = ( K/ + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,81+1,06-1)/1,7= 1,54 m j aj dj j K s   

• Đối với tiết diện 6: d= 52 mm

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• W6 là mô men cản uốn ( trục có 2 rãnh then):

• M6 là mô men tổng tại tiết diện 6: M6= 104450,29

104450 Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

• T6 mô men xoắn tác dụng lên trục II: T6= 405655,96

,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky 1,7 ( tập trung ứng suất ít)

• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngón  hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54

• Theo bảng 10.10 ta chọn   = 0,88 và   = 0,81

K dj = ( K/ + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,81+1,06-1)/1,7= 1,54 m j aj dj j K s   

→ Trục II thỏa mãn độ bền mõi

Chương 5 : CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI 5.1 Tính cho trục I

Theo phần trục đã tính ta có :

• Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn

=> Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ

• Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0

5.1.3 Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn là 25 mm Đối với trục I, chúng ta sử dụng ổ bi đỡ, theo bảng P2.7 trang 254 trong sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 Ổ lăn được chọn có ký hiệu 305 với các kích thước: đường kính trong d = 25 mm, đường kính ngoài D = 62 mm, chiều rộng B = 17 mm, bán kính r = 2 mm, lực chịu tải C = 17,6 kN và lực chịu tải tĩnh C0 = 11,6 kN.

Chọn ổ theo khả năng tải động

• Số vòng quay của trục I: n = 1458(v/p), khả năng tải động C d được tính theo công thức: m

Trong đó m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 (bánh răng trụ thẳng)

L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L h Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Lh 000 giờ

L = 60.1458.10 -6 11000 = 962,28 triệu vòng Xác định tải trọng động quy ước

Với Fa =0 theo công thức 11.3 ,tải trọng quy ước

V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay →V=1

Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1  Kđ = 1( tải trọng tĩnh)

• Khả năng tải động của ổ:

Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn

Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh:

X0 hệ số tải trọng hướng tâm

Y0 hệ số tải trọng dọc trục Tra bảng 11.6-trang 221 chọn X0= 0,6 Y0= 0,5 Thay vào công thức:

Qt = 0,6.1750,14+0,5.0 =1,05