Chọn loại đai dựa vào công suất và số vòng quay theo đồ thị sau...11 3.. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức...18... Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác địn
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
1.1 Công suất cần thiết của động cơ
Công suất của động cơ được xác định theo công thức:
P dc là công suất cần thiết cho động cơ
1000 =3 , 33 kW , là công suất bộ của phận làm việc
Hiệu suất của hệt thống truyền động: η=η kn η ol 2 η d η ol 4
+ η kn = 1 - hiệu suất bộ truyền khớp nối trục
+ η br =0,96 – hiệu suất bánh răng
+ η d =0,95 – hiệu suất bộ truyền đai
Suy ra: η = η kn η br 2 η d η ol 4= 1 0,96 2 0,95 0,99 4 = 0,84
Vậy công suất cần thiết cho động cơ:
1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ:
Tỷ số truyền hộp giảm tốc:
Số vòng quay của trục công tác: nct= 60000 z t v = 60000.0 10.127 , 95 = 44,9 vp/ph
Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb= nlv uch= 44,9 33,6 = 1508 (vg/ph)
Dựa vào công suất cần thiết là 3,95 kW và số vòng quay sơ bộ 1508 vp/ph, chúng ta đã chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha loại 4A100L4Y3 với công suất 4 kW, tốc độ 1420 vg/ph và hiệu suất 82%.
Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung : u cℎ = n dc n ct = 1420
Tỷ số truyền bộ truyền đai: ud= 2,8
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc: ⇒ u ℎ = u cℎ u d = 31 ,64
𝑢n= 3,68 : là tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh.
𝑢c= 3,07: là tỷ số truyền của bánh răng cấp chậm.
Phan phối tỉ số truyền cho hệ truyền động :
Công suất trên các trục:
Số vòng quay trên các trục: n 1 = n dc u d = 1420
Moment xoắn trên các trục:
T 3 = 9 ,55.1 0 6 P 3 n 3 = 714642 N mmT ct = 9 ,55.1 0 6 P ct n ct = 707496 N mm
Thông số Động cơ I II III Trục công tác
Số vòng quay, vg/ph 1420.0 507.1 137.7 44.9
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang
- Công suất của bộ truyền : Pd = 3,95 kW
- Số vòng quay trục dẫn nđc = 1420 vòng/phút
Chọn loại đai dựa vào công suất và số vòng quay theo đồ thị sau
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:
Theo bảng 4.13 trang 59 với đai loại A : b t mm ; b mm ; ℎ=8 mm ; y 0 =2 ,8 mm ; A mm ; d 1 0 − 200 mm ; LV0 − 4000 mm
Đường kính bánh đai d 1 , d 2
Đường kính bánh đai nhỏ d1 được chọn theo tiêu chuẩn: d1= 100 mm
60000 = 7,4 (m/s) < 25 m/s (đai thang thường) Đường kính bánh đai lớn: d2 = d1 Uđ/(1-ε) = 282,8 (mm)
+ ε là hệ số trượt đai, chọn ε = 0,01.
Chọn lại theo tiêu chuẩn d2 = 280 mm
Từ d1 và d2 theo tiêu chuẩn đã chọn, ta tính lại tỉ số truyền uđ: u đ (tt) = d d 2
Sai số của tỉ số truyền uđ: ∆ u=¿ u đ ( tt ) – u đ ∨ u ¿ đ ¿ x 100 ¿ 1 %
Như vậy, sai số tỉ số truyền ∆ u = 1 % (Thỏa)
Khoảng cách trục a
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a: a = 1 d2 = 280 mm
Như vậy, khoảng cách trục a = 280 mm thỏa mãn điều kiện cho phép.
Chiều dài đai L được xác định theo công thức
4 a = 1185 mm Chọn theo tiêu chuẩn L = 1250 mm = 1,25 (m)
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
I = L v = 1 7 ,25 , 4 = 5,9 s -1 < imax , thỏa yêu cầu về độ bền
Tính lại khoảng cách trục a theo L: a = k + √ k 2 − 8 ∆ 2
∆ = d 2 − d 2 1 = 90 mm a = 313,6 mm (Thỏa điều kiện)
Góc ôm đai α 1
α1 = 180 – ( d 2 − d 1 ) 57 a = 147,3 o Góc ôm α1 = 147,3° > 120° thỏa mãn điều kiện.
Số đai z được tính theo công thức
PI = 3,95 là công suất trên trục bánh đai chủ động, kW.
Công suất cho phép [P0] được xác định bằng thực nghiệm, có đơn vị kW, tương ứng với bộ truyền có số đai z = 1, chiều dài đai L0, tỉ số truyền u = 1 và tải trọng tĩnh Đối với đai thang, trị số của [P0] thường được cho là 1,85 kW.
Kd là hệ số tải trọng động Chọn Kd = 1,1.
Cα là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, khi α1 = 147,3 thì
Hệ số CL phản ánh ảnh hưởng của chiều dài đai trong bộ truyền, với giá trị CL phụ thuộc vào tỉ số giữa chiều dài đai L của bộ truyền và chiều dài đai L0 được sử dụng trong thí nghiệm Để tính toán, chọn CL = 0,89 cho trường hợp này.
Hệ số Cu là yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến tỉ số truyền, với giá trị Cu = 1,14 Khi tỉ số truyền tăng, đường kính bánh đai lớn cũng tăng theo, giúp giảm thiểu độ uốn của đai khi tiếp xúc với bánh đai.
Cz là hệ số phản ánh tác động của sự phân bố không đồng đều tải trọng lên các dây đai, với giá trị được xác định Để tính toán, có thể sử dụng tỉ số Pdc/[P] = Z’ làm cơ sở tra cứu.
Như vậy, ta sẽ chọn số đai z = 3
Từ số đai z = 3, ta tính chiều rộng bánh đai B và đường kính ngoài của bánh đai da:
B=( z − 1) t + 2 e = 50 mm; chọn B= 50 mm. Đường kính ngoài bánh đai: da1 = d1 + 2ho = 106,6 mm da2 = d2 + 2ho = 286,6 mm
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng trên 1 đai được xác định như sau:
Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra định kì điều chỉnh lực căng:
= 0,105 7,4 2 = 6 N qm = 0,105 là khối lượng 1 mét chiều dài đai.
Lực tác dụng lên trục:
Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai:
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Tỉ số truyền thực tế ud - 2,83
Tiết diện đai - - Loại A Đường kính bánh đai nhỏ d1 mm 100 Đường kính bánh đai lớn d2 mm 280
Góc ôm bánh đai nhỏ α1 độ 147,3
Chiều rộng bánh đai B mm 50 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 mm 106,6 Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 mm 286,6
Lực tác dụng lên trục Fr N 985
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thông số kĩ thuật
- Thời gian phục vụ: L= 7 năm.
- Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 6 giờ)
- Cặp bánh rang trụ nghiên (cấp nhanh):
Số vòng quay trục dẫn: n1= 507,1 (vòng/phút)
Moment xoắn T trên trục dẫn: T1= 70019 N.mm
- Cặp bánh răng trụ nghiên (cấp chậm):
Số vòng quay trục dẫn: n2 = 137,7 (vòng/phút)
Moment xoắn T trên trục dẫn: T2 = 245044 Nmm
Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh rang trụ răng nghiên)
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chúng tôi đã lựa chọn vật liệu hai cấp cho cặp bánh răng mà không có yêu cầu đặc biệt nào.
Bánh chủ động: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
, ,ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1$5.
Bánh bị động: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
, ,ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2#0.
2.2 Xác định ứng xuất cho phép:
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Với c,n,t∑ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. t∑= 7.300.2.6 = 25200 (h)
Giới hạn mỗi tiếp xúc và uốn các báng răng xác định như sau:
= 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa; SF= 1,75 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; SH= 1,1
2.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH1] = 509 MPa [σH2] = 481 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
2.4 Ứng suất uốn cho phép:
KFC= 1 – hệ số ảnh hưởng đặt tải
[σF2] = 236 Mpa Ứng suất uốn tính toán: [σF] = 236 Mpa
2.5 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức aw= Ka.(u+1) ∛ T 1 K Hβ
aw = 133,02 ; ta chọn theo tiêu chuẩn aw = 133 mm
+Hệ số phụ thuật vật liệu (răng nghiên, thép-thép): Ka= 43
+ Bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên ψba= 0,25 – 0,4, chọn ψba = 0,3 => ψbd = 0,53.ψba (u+1) = 0,7
+ Ta chọn KHβ = 1,12 và KFβ = 1,24
2.6 Mô đun, số răng, góc nghiên của răng
Mô đum răng m= (0,01÷0,02) =(0,01÷0,02).133 = 1,33÷ 2,66 Theo tiêu chuẩn ta nên chọn m= 2 mm
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng
3.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Góc ăn khớp α tw = arccos ( z t m cos ( α )
- Bánh dẫn b2= ψa a= 0,3 133= 39,9 mm; chọn b2 = 40 mm
Vận tốc vòng bánh răng:
Ta chọn cấp chính xác 9.
2.7 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc: σH = ZM ZH Zξ √ 2 T 1 K H ( u + 1 ) b u d 2 w1 ≤ [σH] Với:
ZM = 274 – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
ZH = 1,74 – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zξ = √ ξ 1 α = 0,78 – hệ số kể đến sự trùng khớp ( ξ α = 1,63 – hệ số trùng khớp ngang )
KH= KHβ KHα KHv = 1,12 1,13 1,03= 1,3 - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KHβ= 1,12 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KHα= 1,13 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dôi răng đồng thời ăn khớp
KHv= 1,03 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
σH = 487 MPa < [σH]= 495 MPa => nằm trong khoảng cho phép
2.8 Ứng sức uốn tính toán Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng: σF1= 2 T 1 k b d F Y ξ Y β Y F1 w1 m ≤ [σF1] σF1= σ F Y 1 Y F2
Yξ= 1/ ξα = 1/1,63 = 0,61 – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Yβ= 1 – β/140 = 0,89 – hệ số kể đến độ nghiên của răng
YF1 = 3,8 – hệ số dạng răng của bánh chủ động
YF2 = 3,6 – hệ số dạng răng của bánh bị động
KF= KFβ KFα KFv= 1,87 – hệ số tải trọng
KFβ= 1,24 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KFα= 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
1 K Fβ K Fα = 1,1 - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ( Với: vF= δF go v √ a u = 8,28 ; δF= 0,011; go= 73; v= 1,51 m/s; a= 133 mm; u= 3,68)
Vậy σF1= 112 MPa < [σF1]= 252 MPa => nằm trong khoảng cho phép. σF2= 106 MPa < [σF1]= 236 MPa => nằm trong khoảng cho phép.
2.9 Tính lực tác dụng lên trục:
Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = F t 1 tg ( α tw ) cos ( β ) = 1327 NLực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1 tg(β) = 805 N
Bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh rang trụ răng nghiên)
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo hướng thống nhất trong thiết kế, chúng tôi đã chọn vật liệu hai cấp cho cặp bánh răng.
Bánh chủ động: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
, ,ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1$5.
Bánh bị động: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
, ,ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2#0.
3.2 Xác định ứng xuất cho phép:
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Với c,n,t∑ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các báng răng xác định như sau:
= 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa; SF= 1,75 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; SH= 1,1
3.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH1] = 509 MPa [σH2] = 481 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
3.4 Ứng suất uốn cho phép:
KFC= 1 – hệ số ảnh hưởng đặt tải
[σF2] = 236 Mpa Ứng suất uốn tính toán: [σF] = 236 Mpa
3.5 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức aw= Ka.(u+1) ∛ T 1 K Hβ
aw = 169,05 ; ta chọn theo tiêu chuẩn aw = 169 mm
+Hệ số phụ thuật vật liệu (răng nghiên, thép-thép): Ka= 43
+ Do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên ψba= 0,25 – 0,4, chọn ψba = 0,4 => ψbd = 0,53.ψba (u+1) = 0,81
+ Ta chọn KHβ = 1,05 và KFβ = 1,12
3.6 Mô đun, số răng, góc nghiên của răng
Mô đum răng m= (0,01÷0,02) =(0,01÷0,02).169 = 1,69 ÷ 3,7Theo tiêu chuẩn ta nên chọn m= 3 mm
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng
3.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Góc ăn khớp α tw = arccos ( z t m cos ( α )
- Bánh dẫn b2= ψa a= 0,4 169= 67,6 mm; chọn b2 = 68 mm
Vận tốc vòng bánh răng:
Ta chọn cấp chính xác 9.
3.7 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc: σH = ZM ZH Zξ √ 2 T 1 K H ( u + 1 ) b u d 2 w1 ≤ [σH] Với:
ZM = 274 – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
ZH = 1,74 – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zξ = √ ξ 1 α = 0,78 – hệ số kể đến sự trùng khớp ( ξ α = 1,63 – hệ số trùng khớp ngang )
KH= KHβ KHα KHv = 1,05 1,13 1,03= 1,22 - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KHβ= 1,05 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KHα= 1,13 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dôi răng đồng thời ăn khớp
KHv= 1,03 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
σH = 467 MPa < [σH]= 495 MPa => nằm trong khoảng cho phép
3.8 Ứng sức uốn tính toán Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng: σF1= 2 T 1 k b d F Y ξ Y β Y F1 w1 m ≤ [σF1] σF1= σ F Y 1 Y F2
Yξ= 1/ ξα = 1/1,63 = 0,61 – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Yβ= 1 – β/140 = 0,88 – hệ số kể đến độ nghiên của răng
YF1 = 3,8 – hệ số dạng răng của bánh chủ động
YF2 = 3,6 – hệ số dạng răng của bánh bị động
KF= KFβ KFα KFv= 1,59 – hệ số tải trọng
KFβ= 1,12 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KFα= 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
1 K Fβ K Fα = 1,03 - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ( Với: vF= δF go v √ a u = 4,04 ; δF= 0,011; go= 73; v= 0,6 m/s; a= 169 mm; u= 3,07)
Vậy σF1= 93 MPa < [σF1]= 252 MPa => nằm trong khoảng cho phép. σF2= 88 MPa < [σF1]= 236 MPa => nằm trong khoảng cho phép.
3.9 Tính lực tác dụng lên trục:
Lực hướng tâm: Fr3 = Fr4 = F t 3 tg ( α tw ) cos ( β ) = 2624 N Lực dọc trục: Fa3 = Fa4 = Ft3 tg(β) = 1344 N
CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có 𝜎 b = 600MPa, ứng suất xoắn cho phép
[𝜏] = 15 … 30 MPa, chọn trục vào [ ] = 15 MPa; trục ra [ ] = 30 MPaꚌ Ꚍ
2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
2.1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng
+ Các lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm của các bánh răng:
2.2.Lực tác dụng từ bộ truyền xích và khớp nối
+ Lực bộ đai tác dụng lên trục I:
+ Lực khớp nối tác dụng lên trục 1:
Lực vòng khớp nối: Ft= 2 D T 1 = 2.7 14642 160 = 8933 N
Lực tác dụng lên trục: Fk= 0.3 Ft= 2680 N
3 Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục thứ k với k =1…3 d k = √ 3 0.2 T k [ τ ] d 1 = √ 3 7 0019 0.2.15 = 28,6 mm; dsb1 = 30 mm→ b01 = 19 mm d 2 = √ 3 2 45043 0.2.15 = 39,3 mm; dsb2 = 40 mm→ b02 = 23 mm d 3 = √ 3 7 14642 0.2.30 = 49,3 mm; dsb3 = 50 mm→ b03 = 27 mm
3.1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Khoảng cách giữa các điểm lắp lục và chiều dài các đoạn được xác định dựa trên vị trí của trục trong hộp giảm tốc cũng như loại chi tiết được lắp lên trục.
Trong hộp giảm tốc 2 cấp, ký hiệu k đại diện cho số thứ tự của trục, với k = 1,…, t (t = 3) Ký hiệu i chỉ số thứ tự của tiết diện trục, trong đó i = 0 và 1 là các tiết diện lắp ổ, còn i = 2 đến s (s là số chi tiết quay như bánh xích, bánh răng, bánh vít, trục vít, đĩa xích và khớp nối) Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k được ký hiệu là lk1, trong khi khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i là lki Chiều dài may ơ của chi tiết quay thứ i trên trục k được ký hiệu là lmki Khoảng cách công xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i đến gối đỡ, được ký hiệu là lcki và được tính bằng công thức lcki = 0,5(lmki + b0) + k3 + hn Cuối cùng, bki là chiều rộng vành răng thứ I trên trục thứ k, và b0 là chiều rộng ổ tra theo bảng 4.1 dựa trên đường kính sơ bộ của trục.
K1= 10 mm – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giửa các chi tiết quay.
K2= 10 mm – khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
K3= 10 mm – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ hn= 15 mm – chiều cao nắp ổ và đầu bulon
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ điểm đặt lực
TRỤC II: lm22= 50 mm; lm23= 68 mm. l22= 0,5.( lm22 +b0) +K1 +K2 = 51,5 mm l23= l22 + 0,5.( lm22 + lm23) +K1 = 115,5 mm l21= lm22 + lm23 + 3k1 + 2k2 + b0 = 181 mm
TRỤC III lm32 ( khớp nối) = 100 mm lc33= 0,5.(lm32 + b0) +k3 + hn= 88,5 mm l31= l21 = 181 mm l32= l23= 115,5 mm l33= l31+ lc33 = 269,5 mm
Trục Ⅰ lm13( bánh đai) = 50 mm lc13= 0,5.(lm13 + b0) +k3 + hn = 59,5 mm l12= l22 = 51 mm l11= l21 = 181 mm l13= -lc13 = -59,5 mm
3.2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
3.2.1 Tính phản lực trên các gối đỡ a Trục I
Các lực tác dụng lên trục 1 gồm F1, Fr1, Fa1, Fk, phản lực liên kết tại các gối đỡ số 0 và số 1 là Fx10, Fx11, Fy10, Fy11.
Theo hình vẽ ta có phương trình cân bằn mô men
1327 51,5 + 985 59,5 - Fy11 181 - 805 (56,8/2) =0 ⇒ Fy11 = 575 N; Fy10 = 233 N b Trục II
Các lực tác dụng lên trục 1 gồm F2, Fr2, Fa2, F3, Fr3, phản lực liên kết tại các gối đở số 0 và số 1 là Fx20, Fx21, Fy20, Fy21.
Theo hỡnh vẽ ta cú phương trỡnh cõn bằng mụmen và là như sau:
Fr3.l23 - Fr2.l22 + Fa2 d 2 2 - Fa3 d 2 3 - Fy21.l21 =0
Theo phương trình bảo toàn momen ta có
3.2.2 Tính mô men uốn tổng M j và mô men tương đương tại các tiết diện nguy hiểm
Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện được tính theo công thức sau:
Mj (N.mm) Mtd (N.mm) Đai 0 60638 Ổ lăn 58612 84335
Bánh răng cấp nhanh 214644 301839 Ổ lăn 0 212214
3.2.3 Tính chính xác đường kính các đoạn trục và định kết cấu trục: Đường kính các đoạn trục được xác định theo công thức sau:
Trục I dj (mm) đai 22.98 Ổ lăn 25.65
Bánh răng cấp nhanh 39.23 Ổ lăn 34.88
TRỤC I TRỤC II TRỤC III d
3.3.Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm
Hệ số an toàn cho phép: [n] = 1,5 – 2,5
Hệ số an toàn được tính theo công thức: n= √ n n σ ⋅ n t σ + n t
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất pháp: nσ σ −1 k σ ξ σ σ a +ψ σ σ m
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: nꚌ t −1 k τ ε τ t a + Ψ τ t m
Hệ số kể đến AH của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: ψσ và ψꚌ
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt: Kx
Hệ số tăng bền bề mặt trục: Ky
Hệ số kích thước đường kính: ξσ và ξꚌ
Biên độ ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện của trục (ứng suất uốn thay đỗi theo chu kỳ đối xứng) : σa= M u w
Trị số trung bình của ứng suất pháp (ứng suất uốn thay đỗi theo chu kỳ đối xứng): σm
Biên độ ứng suất tiếp xúc sinh ra trong tiết diện của trục (ứng suất xoắn thay đỗi theo chu kỳ mạch động): Ꚍa= 2 M w x
Trị số trung bình của ứng suất tiếp (ứng suất thay đỗi theo chu kỳ mạch động): Ꚍm = 2 M w x
Mô men cản uốn của tiết diện trục: W= π d 3
Mô men cả xoắn của tiết diện trục: Wo= π d 3
Hệ số tập trung ứng suất khi uốn: Kσ
Hệ số tập trung ứng suất khi xoắn: KꚌ
TRỤC I TRỤC II TRỤC III
BÁNH RĂNG BR cấp chậm BR cấp chậm
Hệ số an toàn ở các đoạn trục đều lớn hơi hệ số an toàn cho phép nên trục bền
3.4.Kiểm Nghiệm trục khi quá tải đột ngột
Giới hạn cho phép: [σ]= 0,8.σch = 272 MPa Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường: σtd = √ σ 2 + 3 t 2 < [σ] Với: σ = M u max
TRỤC I TRỤC II TRỤC III
Bánh răng Bánh răng cấp chậm
Điều kiện đảm bảo của các trục đều nhỏ hơn điều kiện cho phép nên trục làm việc ổn định.
Từ đường kính trục tại vị trí lắp then, ta xác định các kích thước tiết diện và kích thước rảnh then theo bảng tiêu chuẩn Chiều dài then được chọn trong khoảng lthen = (0,8 – 0,9) lmayơ và được lấy theo trị số tiêu chuẩn.