ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải

LỜI NÓI ĐẦU.................................................................................................. 1 PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ............................................................................... 8 Chương 1 : Chọn Động Cơ Phân Phối Tỉ Số Truyền ..........................................9 1.1 Chọn động cơ điện .................................................................................... 9 1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ: ..................................................................... 9 1.1.2 Các kết quả tính toán trên băng tải: .................................................... 9 1.1.3 Chọn động cơ điện theo công suất: .................................................. 10 1.1.3.1 Mô men đẳng trị: ...................................................................... 10 1.1.3.2 Công suất đẳng trị trên băng tải: ............................................... 11 1.1.3.3 Công suất đẳng trị cần có trên động cơ: .................................... 11 1.1.3.4 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn: ..................................................................................................... 12 1.2 Phân phối tỉ số truyền ............................................................................. 13 1.3 Xác định các thông số động học và lực của các trục ............................... 14 1.3.1 Tính toán tốc độ quay của các trục ................................................... 14 1.3.2 Tính công suất trên các trục ............................................................. 15 1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục ....................................................... 15 Chương 2 Tính Toán Thiết Kế Các Bộ Truyền ................................................. 17 2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng .................................................................. 17 2.1.1 Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh ............................. 17 2.1.1.1 Chọn vật liệu ............................................................................. 17 2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép ...................................................... 17 2.1.1.3 Tính bộ truyền bánh răng côn ................................................... 21 2.1.2 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm .................................29 2.1.2.1 Chọn vật liệu ............................................................................. 29 2.1.2.2 Xác định ứng suất cho phép ...................................................... 29 2.1.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền .................................... 32 2.1.2.4 Xác định các thông số ăn khớp ................................................. 33 Downloaded by Mân Tr?n Lê (reallab.gtsgmail.com) lOMoARcPSD|9783286 3 2.1.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc ................................ 34 2.1.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn ...................................... 36 2.1.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải ................................... 38 2.1.2.8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ nghiêng ... 39 2.1.3 Thiết kế truyền động xích ................................................................ 40 2.1.3.1 Chọn loại xích ........................................................................... 40 2.1.3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích ..................... 40 Chương 3 Chọn khớp nối ................................................................................. 47 Chương 4 Tính toán thiết kế trục ...................................................................... 49 4.1 Chọn vật liệu .......................................................................................... 49 4.2 Tính toán, thiết kế trục ............................................................................ 49 4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục ....................................................... 49 4.2.2 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền và chọn chiều nghiêng cho cặp bánh răng trụ răng nghiêng ...................................................................... 50 4.2.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục .............................. 52 4.2.3.1 Tính cho trục I: ......................................................................... 52 4.2.3.2 Tính cho trục II: ........................................................................ 57 4.2.3.3 Tính cho trục III: ....................................................................... 62 4.2.3.4 Tính cho trục IV: ...................................................................... 67 4.2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi (Chỉ xét trường hợp ( 1,00) r d k k  .......................................................................................... 70 4.2.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh ..................................................... 73 4.2.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng vững ......................................... 75 4.2.6.1 Tính độ cứng uốn: ..................................................................... 75 4.2.6.2 Tính độ cứng xoắn: ................................................................... 79 Chương 5 Tính chọn then ................................................................................. 81 5.1 Tính chọn then cho trục I ........................................................................ 81 5.2 Tính chọn then cho trục II ...................................................................... 82 5.3 Tính chọn then cho trục III ..................................................................... 83 Chương 6 Tính chọn ổ trục ............................................................................... 84 Downloaded by Mân Tr?n Lê (reallab.gtsgmail.com) lOMoARcPSD|9783286 4 6.1 Chỉ dẫn chung về tính chọn ổ lăn ............................................................ 84 6.2 Chọn ổ lăn cho tổng trục ......................................................................... 85 6.2.1 Tính chọn ổ trục cho trục I ............................................................... 85 6.2.2 Tính chọn ổ trục cho trục II ............................................................. 88 6.2.3 Tính chọn ổ trục cho trục III ............................................................ 90 Chương 7 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ................................................................. 94 7.1 Thiết kế vỏ hộp ....................................................................................... 94 7.2 Các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc ..................................... 97 Chương 8 Dung sai và lắp ghép ........................................................................ 98 8.1 Chọn cấp chính xác ................................................................................ 98 8.2 Chọn kiểu lắp ......................................................................................... 98 KẾT LUẬN..................................................................................................... 99 TÀI LIỆU THAM KHẢO.........................................................

Chọn Động Cơ Phân Phối Tỉ Số Truyền

Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ:

Hiện nay, có hai loại động cơ điện là động cơ một chiều và động cơ xoay chiều, trong đó động cơ xoay chiều được ưa chuộng hơn do tính phù hợp với lưới điện hiện tại Đặc biệt, động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (hay còn gọi là ngắn mạch) là lựa chọn tối ưu nhờ vào những ưu điểm như kết cấu đơn giản, dễ bảo trì, chi phí thấp, độ tin cậy cao và khả năng kết nối trực tiếp với lưới điện mà không cần biến đổi dòng điện.

1.1.2 Các kết quả tính toán trên băng tải:

1 Mô men thực tế trên băng tải:

P- Lực vòng trên băng tải

2 Mô men thực tế trên băng tải:

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

Trong đó: f - Tần số của dòng điện xoay chiều; với mạng lưới điện ở nước ta f PHz; p- Là số đôi cực từ (chọn p=2)

- Căn cứ vào vận tốc của băng tải, chọn số vòng quay băng tải là:

Với: v- Vận tốc vòng băng tải ( v=1.1 m/s )

D- Đường kính tang ( DB0 mm)

3 Xác đinh hiệu xuất của toàn bộ hệ thống:

Gọi  ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

Bcon- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn;

Btru- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ;

 - Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn;

xich- Hiệu suất truyền động của bộ truyên xích;

Theo bảng 2.3 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1, có được:

Bảng 1.1 Bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ

Thay các số liệu vào (1.3) ta được:

1.1.3 Chọn động cơ điện theo công suất:

Tk- Là mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải; tk- Thời gian tác động của mô men thứ k;

Từ đề bài ta có kết quả: T T t1 ;150 0 0t0,5t

1.1.3.2 Công suất đẳng trị trên băng tải:

1.1.3.3 Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:

Dựa trên các thông số đã tính toán, động cơ K90L4 có kiểu bích được chọn với các thông số kỹ thuật cụ thể Thông tin chi tiết có thể tham khảo trong bảng P1.1 trang 234 của tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1.

Khối lượng (kg) Đường kính trục

Bảng 1.2 Bảng đặc trưng cơ- điện của động cơ

* Đặc điểm của động cơ điện K:

Động cơ K có phạm vi công suất từ 0.75 đến 30 kW với tốc độ quay đồng bộ 1500 vòng/phút, lớn hơn so với động cơ DK nhưng nhỏ hơn so với động cơ 4A.

- Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt có mô men khởi động cao hơn 4A và DK

1.1.3.4 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn: a) Kiểm tra điều kiện mở máy

Khi khởi động máy, mô men tải trọng không được vượt quá mô men khởi động của động cơ (T < T_k) để đảm bảo động cơ hoạt động hiệu quả Trong các catalog của động cơ, tỉ số T/T_k được cung cấp là thông tin quan trọng cần tham khảo khi lựa chọn nhãn hiệu động cơ phù hợp.

Tmm- Mô men mở máy của thiết bị dẫn động k / mm

Hình 1.1 Lược đồ tải trọng trên trục băng tải 1,3 1,3

T  T  mà /T T k mm =2.3 (Theo bảng 1.1 ở trên)

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy b) Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc : max dc [ ];[ ] dc dc ht 2.

bt dc qt can dc ht

Theo số liệu động cơ đã chọn, có [ ] 12,43(T dc  Nm)

So sánh kết quả: Vậy [ ] 12,43(T dc  Nm)>T max dc 10.2(Nm)

Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống

Với : uh- Tỉ số truyền của hộp giảm tốc ung- Tỉ số truyền ngoài hộp ng KN xich u u u uKN- Tỉ số truyền của khớp nối(u KN =1) ng xich u u

  uxich- Tỉ số truyền của bộ truyền xích Theo bảng 2.4 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1, có u xich =2…5 ng xich 2 u u

*Tỉ số truyền của bộ truyền bên trong hộp:

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn (u1) và bánh răng trụ (u2) là những yếu tố quan trọng trong thiết kế hộp giảm tốc Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp, để đạt được kích thước nhỏ nhất cho hộp giảm tốc, cần lựa chọn tỉ số truyền cấp chậm (u2) theo công thức thực nghiệm được nêu trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất.

Lấy: u 2 1,32 3 u h , thay số vào thu được:

 u   Vậy kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền động trong hệ thống là:

Bộ truyền bánh răng côn: u 1 4,44

Bộ truyền bánh răng trụ: u 2 3,19

Xác định các thông số động học và lực của các trục

Hình 1.2 Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải

1.3.1 Tính toán tốc độ quay của các trục

- Trục động cơ : n dc 1420 /vg ph

1.3.2 Tính công suất trên các trục

Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là P P P P I , , , II III IV có kết quả:

- Gọi công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

- Công suất danh nghĩa trên trục II:

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

- Công suất danh nghĩa trên trục IV:

1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

Gọi mô men trên các trục I, II, III, IV lần lượt là T T T T I , , , II III IV có kết quả:

Trục Tỉ số truyền Tốc độ quay (vg/ph)

Công suất (kW) Mô men xoắn

Bảng 1.3 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động

Tính Toán Thiết Kế Các Bộ Truyền

Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.1.1 Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh

Khi lựa chọn vật liệu cho hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp, cần xem xét các yêu cầu cụ thể như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và kích thước Đối với công suất nhỏ (P dm dc = 1.1kW), vật liệu nhóm I với độ răng 350 là lựa chọn phù hợp.

Bánh răng HB được thường hóa hoặc tôi cải thiện, mang lại độ rắn thấp giúp cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện Điều này giúp bộ truyền hoạt động hiệu quả và có khả năng chạy mòn Tham khảo bảng 6.1, trang 92 trong "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1 để biết thêm chi tiết.

+ Đạt tới độ rắn HB = (241…285)

+ Giới hạn chảy  ch 1 580MPa

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 250MPa

+ Đạt tới độ rắn HB = (192…240)

+ Giới hạn chảy  ch 2 450MPa

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 240 MPa

2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ] được xác định theo công thức:

ZR- Hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc

ZV- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

` Trong thiết kế sơ bộ lấy Z Z K R V xH = 1 và Y Y K R S xF = 1 , do đó các công thức (2.1)và (2.2) trở thành:

Ứng suất tiếp xúc cho phép (H) và ứng suất uốn cho phép (F) được xác định dựa trên số chu kỳ cơ sở, với các giá trị cụ thể được nêu trong bảng (2.2) trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1.

Theo bảng 6.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1 với thép tôi cải thiện độ rắn HB = (180…350)

Hình 2.1 Trị số  H o lim và  o F lim ứng với chu kì cơ sở lim 2 70; S 1,1

S h , S F - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Thay số vào có kết quả: lim1 2 1 70 2.250 70 570

KFC- Hệ số xét đến độ ảnh hưởng đặt tải, K FC =1 khi đặt tải một phía (bộ truyền động quay một chiều)

K K - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

H, F m m - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

H F 6 m m  khi độ rắn mặt răng HB350

NHO- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NFO- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thừ về uốn

NFO  đối với tất cả các loại thép

N N - Số chu kì thay đổi ứng suât tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

C- Số lần ăn khớp trong một vòng, C=1 nI- Số vòng quay bánh răng trong một phút t- Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t năm 12 tháng.26 ngày 7 giờ.3 ca = 91728(giờ) Thay số vào có kết quả

Tính toán tương tự có kết quả:

Khi ta đặt N HE = N HO và N FE = N FO, kết quả thu được là K HL = 1 và K FL = 1 Điều này cho thấy đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành, tức là trong khoảng này, giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn không có sự thay đổi.

Từ công thức (2.1a)và (2.2a) có kết quả:

Với bộ truyền động bánh răng côn- thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị [ H 1 ] [  H 2 ] Tức là [ ] 500 H  MPa

*Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ F ] 0,8.450 360 MPa 2.1.1.3 Tính bộ truyền bánh răng côn

Với tỷ số truyền u = 4,44 nên chọn bánh răng côn- răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này a)Xác định chiều dài côn ngoài

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác đinh theo độ bền tiếp xúc Công thức thiết kế có dạng:

K R 0,5K d - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn- răng thẳng bằng thép

K H  =1,13- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, theo bảng (6.21)

K be - Hệ số chiều rộng vành răng be 0,25 0,3 e

Theo bảng (6.21) (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1

Theo bảng (6.21) (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1, chọn K H  1,13 do trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I,

T1- mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động, T 1 7189Nmm

[ ] H - Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] 500 H  MPa

 b) Xác định thông số ăn khớp

Do đó theo bảng 6.22 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1, tìm được z1p với HB350; z1=1,6.z1p = 1,6.16 = 25,6 Chọn z1 = 25 răng

*Đường kính trung bình và mô đun trung bình

Với bánh răng côn- răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức :

 1,35( ) mte  mm , từ m te tiêu chuẩn tính lại d m 1 và m tm :

*Xác định số răng bánh lớn z 2 :

2 1 1 4,44.25 111 z u z   (răng); chọn z 2 111(răng), do đó tỷ số truyền thực tế:

- Chiều dài côn ngoài thực:

R  m z z    mm c)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

ZM- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, Theo bảng 6.5(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất,

Lê Văn Uyển) Tập 1, tìm được Z M '4 MPa

ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bẳng 6.12 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1, với :

ZE- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh côn răng thẳng

Z    (2.14) Ở đây   - hệ số trùng ngang tính theo công thức:

Thay số vào (2.14) có kết quả : (4 1,723) 0,87

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K K K K   (2.15) Với K H  - Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.21 chọn K H  = 1,13

KH  - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng thời, với bánh răng côn- răng thẳngK H =1

KHv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

1 dm - Đường kính trung bình bánh côn nhỏ, d m 1 3,06(mm) v- Vận tốc vòng, tính theo công thức:

Theo bảng 6.13(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1 dùng cấp chính xác 8 theo (2.17):

Trong đó: Theo bảng 6.15 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất,

Lê Văn Uyển) Tập 1 chọn  H 0,006 và bảng 6.16 chọn g 0 56;

T1- mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T 1 = 7189 (Nmm) b- Chiều rộng vành răng, b K R be e 0,25.77,19 19,29( mm)

[ ] H - Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] H P0MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.13):

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất tại chân răng phải không vượt quá giá trị cho phép, nhằm thỏa mãn điều kiện bền mỏi tiếp xúc.

TI- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T I q89Nmm mnm- Mô đun pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng

1,187 nm tm m m  (mm) b- Chiều rộng vành răng, b (mm) m 1 d - Đường kính trung bình của bánh chủ động, d m 1 = 33,06 (mm)

Y    - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ( = 0)Y  =1

Y Y - Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, tính theo công thức sau:

Trong bài viết này, chúng ta xem xét giá trị 111 505,28 cos cos(77,31) với δ1 và δ2 là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2 Chúng ta chọn bánh răng không dịch chỉnh và theo bảng 6.18 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, ta tìm được các giá trị YF1 = 3,90 và YF2 = 3,60.

 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với  là hệ số trùng khớp ngang, có = 1,723; suy ra 1 0,58

KF- Hệ số tải trọng tính về uốn

Hệ số K F  được sử dụng để điều chỉnh sự phân bố không đều của tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1, được chọn là 1,25.

KF  - Hệ số kể sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng KF  = 1

KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự như khi tính về tiếp xúc)

Hệ số F được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, với giá trị được chọn là 0,016 theo bảng 6.15 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1 Đồng thời, hệ số g0 phản ánh ảnh hưởng của sai lệch bước răng, được xác định từ bảng 6.16 trong cùng tài liệu với cấp chính xác tương ứng.

8, có mô đun < 3,55 chọn g 0 56; v- Vận tốc vòng(như đã tinh với tiếp xúc) v = 2,45(m/s)

1 dm - Đường kính trung bình bánh côn nhỏ, d m 1 3,06(mm) u- tỉ số truyền, u = 4,44 b- Chiều rộng vành răng, b K R be e 0,25.77,19 19,29( mm)

T1- mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T 1 = 7189 (Nmm)

Thay số vào (2.21) ta được : K F 1,25.1.1,51 1,88

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.19)và (2.20):

Vậy điều kiện vền uốn được đảm bảo e)Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy…) với hệ số quá tải K qt T max

Trong đó: T- mô men xoắn danh nghĩa

T max - mô men xoắn tải

Khi kiểm nghiệm răng về quá tải, cần dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại (σH max) và ứng suất uốn cực đại (σF max) Để ngăn chặn biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, cũng như bảo vệ tĩnh mặt lượn chân răng, chúng ta áp dụng công thức tối ưu hóa.

H- Ứng suất tiếp xúc,  H = 407,56MPa(đã được tính theo công thức (2.58)ở ý c)

F- Ứng suất uốn, theo công thưc (2.65) và (2.66)(đã được tính ở ý d)

[ ] H max- Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép (đã được tính theo công thức (2.7)) với [ H 1 max ] 1624MPa; [ H 2 max ] 1260MPa

[ ] F max- Ứng suất uốn cực đại cho phép (đã được tính theo công thức (2.13)ở mục 2) với [ F 1 max ] 464MPa; [ F 2 max ] 360MPa

Thay các giá trị vào (2.48) và (2.49) ta được: max 407,56 1,3 464,68

Vậy đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải f)Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

- Chiều dài côn ngoài: R e 76,80(mm)

- Mô đun vòng ngoài: m te 1,35(mm)

- Chiều rộng vành răng: b = 20 (mm)

- Sổ răng của bánh răng: 1

*Theo công thức ở bảng 6.19 ta tính được:

- Chiều cao răng ngoài: h c 2 h m te te c

Với h te cos cos(0); c0,2.m te

- Đường kính trung bình : d m 1 3,06(mm)

- Chiều cao đầu răng ngoài:

1 ( 1.cos ) ; h 2 2 1 ac te n te ac te te ac h  h x  m  h m h

- Chiều cao chân răng ngoài:

2,97 1,84 1,13( ) 2,97 0,86 2,11( ) fe e ac fe e ac h h h mm h h h mm

- Đường kính đỉnh răng ngoài:

2 .cos 149,85 2.0,86.cos77,31 150,22( ) ac c ac o ac c ac o d d h mm d d h mm

2.1.2 Bộ truyền bánh răng trụ- răng thẳng cấp chậm

+ Đạt tới độ rắn HB = (241…285)

+ Giới hạn chảy  ch 3 580MPa

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 3 250

+ Đạt tới độ rắn HB = (192…240)

+ Giới hạn chảy  ch 4 450MPa

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 4 230MPa

2.1.2.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ] được xác định theo công thức: lim 2

ZR- Hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc

ZV- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

` Trong thiết kế sơ bộ lấy Z Z K R V xH = 1 và Y Y K R S xF = 1 , do đó các công thức (2.1)và (2.2) trở thành:

Trong đó, cũng như trong (2.1) và(2.2) o lim

Ứng suất tiếp xúc cho phép (H) và ứng suất uốn cho phép (F) được xác định theo số chu kỳ cơ sở, với các giá trị được trình bày trong bảng (6.2) trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1.

Theo bảng 6.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) Tập 1 với thép tôi cải thiện độ rắn HB = (180…350) lim 2 70; S 1,1

S h , SF- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Thay số vào có kết quả: lim3 2 3 70 2.250 70 570

KFC- Hệ số xét đến độ ảnh hưởng đặt tải, KFC=1 khi đặt tải một phía (bộ truyền động quay một chiều)

K K - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

H, F m m - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

H F 6 m m  khi độ rắn mặt răng HB350

NHO- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NFO- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thừ về uốn

NFO  đối với tất cả các loại thép

N N - Số chu kì thay đổi ứng suât tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

C- Số lần ăn khớp trong một vòng, C=1 nII- Số vòng quay bánh răng trong một phút(nII19,81) t- Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t năm 12 tháng.26 ngày 7 giờ.3 ca = 91728(giờ) Thay số vào có kết quả

Tính toán tương tự có kết quả:

Khi ta đặt N HE = N HO và N FE = N FO, kết quả thu được là K HL = 1 và K FL = 1 Điều này cho thấy rằng đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành, nghĩa là trong khoảng này, giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn không có sự thay đổi.

Từ công thức (2.1a)và (2.2a) có kết quả:

Với bộ truyền động bánh răng trụ- răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] H là giá trị trung bình trong 2 giá trị [ H 3 ] [  H 4 ] Nhưng không vượt quá 1,25[ ] H min

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện

*Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ F ] 0,8.450 360 MPa 2.1.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền a) Xác định khoảng cách trục:

Hệ số Ka phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, được xác định là 43MPa theo bảng 6.5 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1.

TII- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động: T II = 30309(Nmm)

[ ] H - ứng suất tiếp xúc cho phép, [ ] 499,9995 H  MPa u- tỉ số truyền, u 2 =3,19

Chọn  ba 0,3theo bảng 6.6 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất,

Lê Văn Uyển) Tập 1 Theo công thức (2.16) có  bd 0,53 ( 1) ba u

Hệ số KH  được sử dụng để điều chỉnh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, như được trình bày trong bảng 6.7 của tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tập 1.

Chọn a 90(mm) b) Xác định đường kính vòng lăn nhỏ:

Kd- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, chọn K d g,5MPa

2.1.2.4 Xác định các thông số ăn khớp a) Xác định mô đun:

Chọn khớp nối

- Chọn khớp nối vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy và được sử dụng rộng rãi

Với công thức là : T k T t   T với k là hệ số chế độ làm việc Theo bảng (16-1) TTTKDĐCK tập 1 có kế quả k 1,5 2 chọn k = 1,5

Với mô men xoắn T = 7189(Nm), Theo bảng (16.10a) TTTKDĐCK Tập 1 Chọn được kích thược khớp nối:

Bảng 3.1 Các thông số kích thước của khớp nối đàn hồi

Theo bảng (16.10b) TTTKDĐCK Tập 1 có kết quả kích thước vòng đàn hồi:

Bảng 3.2 Các thông số kích thước của vòng đàn hồi

*Kiểm nghiệm điều kiện bền đập của vòng đàn hồi theo công thức:

Trong đó: [d] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [d](2….4)MPa;

Vậy d 0,33MPa[ ] (2 4)  MPa nên thỏa mãn điều kiện bền dập

*Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt

2 l  l l ;  u - ứng suất uốn cho phép  u = (60….80)MPa

Vậy điều kiện bền uốn của chốt được đảm bảo Chọn khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên chấp nhận.

Tính toán thiết kế trục

Chọn vật liệu

Hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình (F t = 1000N) được thiết kế cho vận tốc vòng băng tải nhỏ (v = 1,1 m/s) với vật liệu thép 45 thường hóa Theo bảng 6.1 TTTKDĐCK Tập 1, độ rắn của vật liệu này nằm trong khoảng HB = (170…217).

Giới hạn chảy:  ch 340MPa

Tính toán, thiết kế trục

4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc (k  1 3), có thể chọn gần đúng theo công thức (10.6) TTTKDĐCK Tập 1 như sau:

Với T k - mô men xoắn của trục thứ k; cụ thể T I 7189Nmm

TII  Nmm; T III 92785Nmm; T IV 169011Nmm

   - Ứng suất xoắn cho phép với vật liệu là thép 45, có kết quá

- Đường kính sơ bộ trục I: d I sb = 20 (mm)

- Đường kính sơ bộ trục II: d II sb = 25(mm)

- Đường kính sơ bộ trục III: d III = 35 (mm)

- Đường kính sơ bộ trục IV: d IV sb = 40 (mm)

Từ đường kính sơ bộ trục vừa tính được, Theo bảng 10.2 TTTKDĐCK Tập 1, ta xác định được chiều rộng gần đúng của ổ lăn

Với K qt   H max (mm)b 01 15(mm)

4.2.2 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền và chọn chiều nghiêng cho cặp bánh răng trụ- răng nghiêng

Hình 4.1 Phân tích lực ăn khớp để tính toán trục

*Xác định chiều dài may ơ đĩa xích, may ơ bánh răng trụ được xác định theo công thức 10.10 TTTKDĐCK Tập 1; chọn l m (1,2 1,5)d

Với d là đường kính trục lăn đĩa xích bánh răng;

- Chiều dài may ơ đĩa xích (z 5 )

- Chiều dài may ơ bánh răng trụ:

+ Với bánh răng trụ nhỏ (z 3 )

- Xác định chiều dài may ơ bánh răng côn:

+ Với bánh răng côn nhỏ (z 1 ):

+ Với bánh răng côn lớn (z 2 ):

- Xác định chiều dài may ơ cửa khớp nối:

Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi nên theo CT 10.13 TTTKDĐCK Tập 1 có:

- Các khoảng cách trục khác được chọn trong bảng 10.3 TTTKDĐCK Tập 1:

+ Khoảng cách từ mặt cạch của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết may quay

+ Khoảng cách từ mặt cạnh cảu ổ đến thành trong của hộp

+ Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu long:

- Xác định chiều dài các đoạn trục, Theo bảng 10.4 TTTKDĐCK Tập 1;

Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng côn- trụ, có kết quả:

- Đối với trụ thứ II:

4.2.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Sơ đồ trục được chỉ ra như hình vẽ:

Hình 4.2 Lược đồ trục I a) Xác định lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục gồm có:

- Mô men xoắn từ động cơ truyền cho trục I; T 1 7189Nmm

 d Vói d m 1 - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ, d m 1 = 33,06mm

F F tg  Với  = 20(góc ăn khớp);  1 = 12,69

*Tính phản lực tại các gối B và C:

Giả sử chiều của phản lực tại gối B và C theo phương x và y như hình vẽ có kết quả

Vậy R By có chiều ngược lại vói giả thiết

Vậy R Bx có chiều ngược lại vói giả thiết

- Khi dời lực F a 1 về tâm trục ta được mô men xoắn M t 1

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục I b)Tính đường kính trục:

Với đường kính d I sb = 20 mm và vật liệu thép 45 có giới hạn bền   600, theo bảng 10.5 TTTKDĐCK Tập 1, ứng suất cho phép được xác định là 63 MPa Đường kính tại các mặt cắt được tính toán dựa trên công thức phù hợp.

Trong đó: M td - Mô men tương đương trên các mặt cắt Được tính theo công

Xét mặt cắt trục tại điểm A (điểm lắp khớp nối), từ biểu đồ mô men ta thấy:

Thay vào 4.2 có kết quả:

- Tại chỗ lắp khớp nối có đường kính trục bằng 0,8 đường kính trục động cơ, với d dc 18(mm)d A 0,8.18 14,4; Lấy d A 15(mm);

- Xét tại điểm B (điểm lắp ổ lăn):

Dễ thấy M td B M td A d B 9,96(mm)

- Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp ổ lăn):

- Xét mặt cắt tại điểm D (điểm lắp bánh răng):

Do tại vị trí D có rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%

Dựa trên yêu cầu về độ bền và khả năng lắp ghép dễ dàng cho các chi tiết trên trục, chúng tôi đã lựa chọn các đoạn trục phù hợp với công nghệ hiện có.

 c)Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục(xét tại điểm D)

Khi đường kính của bánh răng gần bằng đường kính của trục, bánh răng sẽ được chế tạo liền với trục Để đảm bảo hiệu suất hoạt động, khoảng cách từ chân răng đến rãnh then cần phải đáp ứng các điều kiện nhất định.

X  m đối với bánh răng côn

Trong đó: m te - Mô đun mút ngoài m te =1,35;

  R Với : he- Chiều cao răng ngoài he= 2,97 mm

Re- Chiều dài côn ngoài R e = 76,80 mm

- Đường kính răng mặt mút nhỏ:

Với : b- Chiều rộng vành răng , b= 20 (mm)

Với t 2 2,8 là chiều sâu trên lỗ, Theo bảng 9,1a TTTKDĐCK Tập 1 ứng với d  1,3

Vậy bánh răng côn nhỏ không thỏa mãn điều kiện liền trục

Hình 4.4 Lược đồ tính trục II

 a)Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục II gồm có:

- Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục II, T II 30309(Nmm);

3 dw - Đường kính vòng lăn bánh răng z 3 , d w 3 = 43,31(mm);

Trong đó: - Góc nghiêng của răng = 12,83

Trong đó  tw - Góc ăn khớp,  tw = 20,260

- Khi dời các lực về tâm trục ta được các mô men uông M a 2 và M a 3 và mô men xoắnM vàMt 2 t 3

Với d m 2 - Đường kính trung bình bánh răng 2; d m 2 = 130,43mm

Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

*Tính phản lực tại 2 gối A và D;

Giả sử chiều của phản lực theo 2 phương x và y như hình vẽ có kết quả:

- Phản lực theo phương trục y:

Vậy R Ay ngược chiều với giả thiết

- Phản lực theo phương trục x:

Vậy R Dx có ngược chiều với giả thiết

Vậy R Ax có chiều ngược với giả thiết Đặt các lực tác dụng lên trục ta vẽ được biểu đồ mô men như hình vẽ:

Hình 4.5 Biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục II b)Xác định đường kính trục:

Với d II sb = 25(mm), Theo bảng 10,5 TTTKDĐCK Tập 1 có kết quả ứng suất cho phép     63MPa Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức 4,1:

*Xét tại mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng côn lớn z 2 )

Từ biểu đồ mô men ta thấy :

+ Với mặt cắt bên trái điểm B ta có:

Thay vào 4.3 có kết quả

+ Với mặt cắt bên phải điểm B ta có:

Thay vào 4.3 có kết quả

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

*Xét mặt cắt trục C (điểm lắp bánh răng trụ nhỏ z 3 )

Từ biểu đồ mô men ta thấy :

+ Với mặt cắt bên trái điểm C ta có:

Thay vào 4.1 có kết quả

+ Với mặt cắt bên phải điểm C ta có:

Thay vào 4.3 có kết quả

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

*Các mặt cắt trục vừa tính được:

Dựa trên yêu cầu về độ bền và khả năng lắp ghép dễ dàng của các chi tiết trên trục, chúng tôi đã lựa chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn phù hợp với công nghệ.

Hai vị trí lắp ổ lăn:

A D d d  mm c)Kết cấu trục: Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác định được kết cấu được kết cấu trục như hình vẽ

Sơ đồ tính toán trục III như hình vẽ:

Hình 4.6 Lược đồ tính trục III a)Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục III gồm có:

- Mô men xoắn từ trục II truyền cho trục III, T III 92785(Nmm);

Frx- Lực của bộ truyền xích F rx = 1150(N)

- Khi dời các lực về tâm trục ta được các lực tương uwnsgs và các mô men uốn

*Tính phản lực tại các gối A và C:

Giả sử phản lực tại hai gối A và C theo phương x và y có chiều như hình vẽ, có kết quả:

- Phản lực theo phương trục y:

Vậy R Cy ngược chiều với giả thiết

- Phản lực theo phương trục x:

*Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

Để xác định đường kính các đoạn trục, cần đặt các lực tác dụng lên trục và vẽ biểu đồ mô men Hình 4.7 minh họa biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục III, giúp người đọc hình dung rõ hơn về các yếu tố tác động lên trục.

Từ biểu đồ mô men ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt các điểm

Với d III sb = 35 (mm), Theo bảng (10.5) TTTKDĐCK Tập 1 có kết quả:

* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng trụ):

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có: x y

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có: x y

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

* Xét mặt cắt trục tại các điểm C ( điểm lắp ổ lăn) có: x y

* Xét mặt cắt bên phải điểm D ( điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:

- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4%

* Vậy có kết quả các đường kính trục sơ bộ là:

 c) Định kết cấu trục: Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác định được kết cấu trục như hình vẽ

Chiều dài may ơ xích: l mx (1,2 1,5)d`.(1,2 1,5)(mm) l mx (72 90)(mm)lấy l mx 80(mm) Với k =k (mm) 1 2

Chiều dài tang quay: nr

42 nr mx 1 2 04 l %0(mm) (do D20(mm)) l =0,5.(b +l )+2k +k =0,5.(23+250)+2.15+151,5(mm) l =0,5.(l +l )+k +k +b

0,5.(250 80) 30 31 226(mm)    a, Các lực tác dụng lên trục IV gồm có: F rx 1150(N)

Lực vòng trên băng tải: F 1000(N) r 

Mô men xoắn trên trục IV là T 9011(Nmm) IV

* Tính trục tại hai gối A và C

Thay R vào (*) có kết quả Cy RAy 150 229,3  79,3(N)

Vậy R ngược chiều so với giả thiết Ay

- Phản lực theo trục x: R Ay R Cy 0

* Tính mô men trên trục:

M =-R 346 F 160,5 -79,3.341,9 1000.160,4    133287,33(Nmm) + Trục x: không có mô men

Vậy các lực tác dụng lên trục gồm: rx

Mô men trên các trục:

 b) Xác định đường kính các đoạn trục:

Từ biểu đồ mô men ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các điểm

Với d IV sb 60(mm), Theo bảng (10.5) TTTKDĐCK Tập 1 có kết quả:

* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp băng tải):

Hình 4.8 Biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục IV

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có: x y

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có: x y

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

* Xét mặt cắt trục tại các điểm C ( điểm lắp ổ lăn) có: x y

* Xét mặt cắt bên phải điểm D ( điểm lắp đĩa xích nhỏ) có: x y

- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4%

Kết quả các đường kính trục sơ bộ được xác định như sau: dB = 35 mm, dA = dC = 20 mm, và dD = 32 mm Dựa vào các kích thước mặt cắt trục đã chọn, chúng ta có thể xác định kết cấu trục như hình vẽ.

4.2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi (Chỉ xét trường hợp ( /k k r d 1,00)

Khi xác định đường kính trục, cần lưu ý rằng phương pháp (4.3) chưa tính đến các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục, bao gồm đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Do đó, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục là cần thiết để đảm bảo tính chính xác và an toàn.

Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm thoả mãn điều kiện:

Hệ số an toàn cho phép (s) có giá trị từ 1,5 đến 2,5, trong đó s được lấy là 2 Hệ số an toàn này được xác định dựa trên ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại mặt cắt j, với các ký hiệu j, σ, τ và K được sử dụng để tính toán.

Với    1 ,  1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép

 τ =0,58σ =0,58.261,61,728MPa -1 -1 σ τ ψ , ψ - hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, Theo bảng (10.7) [43, 57, 58, 59] với σ b 600MPacó kết quả: σ τ ψ =0,05 ; ψ 0

- Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: mj aj maxj σ 0 ; σ =σ = j j

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt đang xét được ký hiệu là σ, τ, σ a a m Khi trục quay một chiều, ứng suất xoắn sẽ thay đổi theo chu kỳ mạch động, dẫn đến giá trị tối đa của ứng suất.

Mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xem xét được ký hiệu là W và W Tại hai mặt cắt lắp bánh răng trên trục II, biểu đồ mô men cho thấy rõ sự phân bố và ảnh hưởng của các lực tác động.

M C u bên phải là mặt cắt nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại C

  Theo bảng (10.6) [43,57,58,59], trục có một rãnh then

Trong đó: b, t 1 - bề rộng rãnh then và chiều sâu rãnh then trên trục Theo bảng (9.1a)TTTKDĐCK Tập 1, có b(mm); t 5(mm) 1  ; ứng với d@(mm)

Kx- hệ số tập trung ứng suất do trạng thát bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Theo bảng (10.8) [43, 57, 58, 59] được:

Hệ số tăng bền bề mặt trục (K) được trình bày trong bảng (10.9) với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng dòng điện tần số cao, cho K y = 1,6 σ τ ε, trong đó ε là hệ số ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục Đối với trục có đường kính d (mm), theo bảng (10.10), đối với thép carbon, giá trị σ τ ε là 0,85 và ε là 0,78 σ τ.

Hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón được ký hiệu là K, K Theo bảng (10.12) [43, 57, 58, 59], giá trị của σ và τ có liên quan đến hệ số này.

K 1,76 ; K 1,54 Thay vào (4.8) và (4.9) ta được: σdj 01 τdj

Thay các trị số vừa tính được vào (4.5) và (4.6) ta được:

Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi

4.2.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức:

- M , T max max - mô men uốn lớn nhất và xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải max u qt max qt

Với thép 45 thường hoá có σ ch 340MPa

Từ biểu đồ mô men ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có: x y

Với d c 30(mm)thay vào (4.11) ta được:

T T.K 7189.1,3 9345,7(Nmm) thay vào (4.12) ta được:

Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh b) Kiểm nghiệm cho trục II:

Mặt cắt nguy hiểm tại vị trí C bên phải:

Với D c 40(mm)thay vào (4.11) ta được:

T T.K 30309.1,3 39401,7(Nmm) thay vào (4.12) ta được:

Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền tĩnh c) Kiểm nghiệm cho trục III:

Mặt cắt nguy hiểm trên trục III tại C:

Vậy trục III đảm bảo điều kiện bền tĩnh

Việc tính toán độ bền mỏi của trục chưa được đề cập trong sách giáo khoa và hướng dẫn thiết kế chi tiết máy TTTKDĐCK Tập 1 Để tìm hiểu thêm, xin tham khảo tài liệu [51] Hệ số an toàn mỏi được tính theo công thức dưới đây.

4.2.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng vững

Khi độ võng f vượt quá mức cho phép, các bánh răng sẽ bị nghiêng, dẫn đến sự phân bố tải trọng không đều trên bề mặt vành răng Ngoài ra, nếu góc xoay θ quá lớn, các con lăn trong ổ sẽ bị kẹt Do đó, để đảm bảo độ cứng uốn, cần tuân thủ điều kiện: f [f] ; θ [θ] .

- Đối với trục lắp bánh răng trụ: [f]=0.01.m với m=2(mm) là mô đun bánh răng trên trục

- Đối với trục lắp bánh răng côn: [f]=0,005.1,35=0,00675(mm)

[θ]- góc xoay cho phép, đối với ổ bi đỡ: [θ] 0,005(Rad)

Tính chọn then

Tính chọn then cho trục I

Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn nhỏ d = 20(mm), theo bảng (9.1a) TTTKDĐCK Tập 1 có kết quả kích thước của then: b = 6 ; h = 6 ; t 1  3,5 ; t 2  2,8

Bán kính góc lượn : + Nhỏ nhất: 0,16

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: l m 13 28(mm)

Theo bảng 9.1a TTTKDĐCK tập 1 chọn chiều dài then l t 1 25(mm). a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then:

T 1- mômem xoắn trên trục I, T 1 = 7189Nmm; lt- Chiều dài the làm việc; lt= l t 1- b = 25 – 6 = 19 (mm)

[ ]  d - Ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5 TTTKDĐCK Tập 1 với dạng răng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [ ]  d 150Mpa;

Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

    (5.2b) Thay vào có kết quả:

[ ]  c - ứng suất cắt cho phép, [ ]  c = (60 … 90)Mpa; [ ]  c = 60Mpa

Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Tính chọn then cho trục II

Tại mặt cắt của bánh răng côn và bánh răng trụ với đường kính d = 40 mm, theo bảng (9.1a) trong TTTKDĐCK Tập 1, kích thước của then được xác định là b = 12 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm, t2 = 3,3 mm, và bán kính góc lượn nhỏ nhất là 0,25 mm.

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng:

Theo bảng (9.1a)TTTKDĐCK Tập 1 chọn chiều dài then l t 1 = 25(mm) a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then:

T II - mômem xoắn trên trục II, T II = 30309Nmm; l t - Chiều dài then làm việc l t = l t 1 - b = 25 – 12 = 13(mm)

[ ]  d - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5 TTTKDĐCK Tập 1 với dạng rănng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [ ]  d = 150Mpa;

Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

Thay vào có kết quả:

 c- ứng suất cắt cho phép, [ c] =(60 … 90)MPa; [ c] = 60Mpa

Vậy then đảm bảo điều kiện cắt.

Tính chọn then cho trục III

Đường kính trục tai vi trí lắp bánh răng trụ lớn có d P(mm), do đó Theo bảng (9.1a) TTTKDĐCK tập 1 có kết quả kích thước của then: b = 14 ; h = 9 ; t 1 = 5,5 ; t 2 = 3,8

Bán kính góc lượn: + Nhỏ nhất: 0,25

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn: l m 33 = 50(mm) Với l t 1= (0.8 … 0,9) l m 33= (0,8 … 0,9) 50 =(40 … 45)

Theo bảng (9.1a) TTTKDĐCK Tập1 chọn chiều dài then l t 1= 45(mm) a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then:

T III - mômen xoắn trên trục III, T III = 92785Nmm; lt - chiều dài then làm việc; lt = l t 1 - b = 45 -14 = 31(mm)

[ ]  d - ứng suất dập cho phép, Theo bảng (9.5)TTTKDĐCK Tập 1 với dạng răng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng trọng tĩnh:

Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập b) Kiểm nghiệm sức bền căt cho then:

Thay vào có kết quả:

[ ]  c - ứng suất cắt cho phép, [ ]  c = (60 … 90)Mpa;   c