ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí . Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai & lắp ghộp, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động tơì keó gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền đai. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới tang quay. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đỗ Đưcs Nam đã trưc tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! Hà nội, ngày…tháng…năm … Sinh viên thực hiện Nguyễn Vũ Bỡnh THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO Số liệu cho trước - Lực kéo băng tải F=8400 [ N ] -Vận tốc kéo cáp v=0,7 m/s -Đường kính tang D=340 mm -Thời hạn phục vụ lh=19000 h -Số ca làm việc : Số ca =2 -Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = 300 -Đặc tính làm việc : va đập vừa CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Đ1.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1.1.Xác định công suất đặt trên các trục động cơ Trong đó: Pct (kW) là công suất trên trục máy công tác : là hiệu suất của HDĐ Ta có F (N): lực kéo băng tải Hình 1 v (m/s): vận tốc dài của băng tải : Hệ số tải trọng tương đương, được tính như sau: , là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ có trong hệ thống dẫn động (có thể chọn theo bảng 2.3 tài liệu TTTKHDĐCK - T1) =ot. k. ol3br2d Trong đó . -ol Hiệu suất của ổ lăn -ot Hiệu suất ổ trượt -kn Hiệu suất khớp nối -đai Hiệu suất bộ truyền đai -.br Hiệu suất bộ truyền bánh răng Chọn theo bảng 2.3 tài liệu TTTKHDĐCK - T1 ta có ol =0,99 ; ot =0,98 ; kn =1 ; đai =0,95 ; br =0,98 = 0,98.1.0,993.0,982.0,95 = 0,87 Thay số vào ta được

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai & lắp ghộp, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động tơì keó gồm có hộp giảm tốc bánh răng

và bộ truyền đai Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới tang quay

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh đợc những sai sót

Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đỗ

Đcs Nam đã trc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

Hà nội, ngày…tháng…năm …

Sinh viên thực hiện Nguyễn Vũ Bỡnh

Thiết Kế Hệ Dẫn Động Tời Kéo

ct yc

P

P =

Trong đó:

Pct (kW) là công suất trên trục máy công tác

η: là hiệu suất của HDĐ

7 0 8400

t T

ck

t T

T t

t T

1

2 1 2

( ) 0 , 90 8

3 7 , 0 8

= β

k i

∏

=

=

1 3 2

1 η η η

η

η , η là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ có trong

hệ thống dẫn động (có thể chọn theo bảng 2.3 tài liệu TTTKHDĐCK - T1)

η=ηot ηk ηol3ηbr2ηdTrong đó

- ηol Hiệu suất của ổ lăn

- ηot Hiệu suất ổ trợt

- ηkn Hiệu suất khớp nối

- ηđai Hiệu suất bộ truyền đai

- ηbr Hiệu suất bộ truyền bánh răng

Chọn theo bảng 2.3 tài liệu TTTKHDĐCK - T1 ta có

ηol =0,99 ; ηot =0,98 ; ηkn =1 ; ηđai =0,95 ; ηbr =0,98

η = 0,98.1.0,993.0,982.0,95 = 0,87 Thay số vào ta đợc

) ( 08 , 6 87 , 0

90 , 0 88 , 5

- nct : số vòng quay của trục máy công tác

) / (

1000 60

ph v D

v

n ct

π

- v [m/s] là vận tốc dài của băng tải

- D [mm] là đờng kính tang quay

] / [ 32 , 39 340

.

7 , 0 1000 60

ph v

- usbH là tỷ số truyền của hộp (chọn theo bảng 2.4 tài liệu TTTKHDĐCK - T1)

- usbBtng là tỷ số truyền sơ bộ Bộ truyền ngoài (chọn theo bảng 2.4 tài liệu

Ký hiệu động cơ điện: 4A132S4Y3

Công suất danh nghĩa Pđc =7,5 (kW)

nct(v/ph) là số vòng quay của trục máy công tác

uc =1455/39,32=37,00

2.2.Xác định tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp

ung = uc/uh Dựa trên quan điểm về mối tơng quan kích thớc giữa HGT và bộ truyền ngoài ,

ta chọn tỷ số truyền uđai=3

Theo b¶ng 3.1(TK1_tr43) chän

B»ng néi suy ta cã

32 , 4 79 , 4

32 , 4 12

14

12 33 ,

37 2

1

=

=

u u

3.3.M«men xo¾n trªn c¸c trôc

b0 b

Từ hình 4.1 (TKI_tr59) với công suất cần truyền 6,77 kW;

Số vòng quay động cơ 1455 v/ph ta chọn tiết diện đai Б

Các số liệu kích thớc đai tra bảng 13.3(TLI_tr22) nh sau:

. 1 1

4 2

1 2 2

Π

450 4

140 450 2

450 140

Tõ b¶ng 4.13 (TKI_tr59) chän chiÒu dµi ®ai tiªu chuÈn : L = 1800 mm

TÝnh l¹i kho¶ng c¸ch trôc a

1 2

2 2 1 2

2

2

.

4

1

d d d

d L d

d L

Π

140 450 2 2

450 140 1800 2

450 140 1800 4

Số đai z đợc xác định theo công thức

z = [ ] l u z

d C C C C P

k P

.

.

0

1 α

25 , 2 125

180

125 140

61 , 2 61 , 4

61 , 2 125

180

125 140

56 , 2 10

P

P = = ta có Cz = 0,95

Thay số vào ta đợc

qm : khèi lîng 1 m chiÒu dµi ®ai

Tõ b¶ng 4.22 (TKI_tr64) víi tiÕt diÖn ®ai Б qm = 0,178 kg/m

Víi tØ sè truyÒn thùc cña bé truyÒn ®ai u® = 3,21 ta cã

uh = 37 11,53

3, 21

ch n

Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc …Cho nên vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đ-

ợc làm bằng gang hay các vật liệu không kim loại khác

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 6,37 (kW) ứng với chế

độ trung bình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350.

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp

lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều

Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng nh sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải

thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 241 ữ 285; σb1 = 850 MPa ; σch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 245.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công

có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 192 ữ 240; σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 230.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σ H ] và ứng suất uốn [σ F ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

H = σ K

Trong đó: -σ °Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (TKI_tr94) ta có công thức xác định σ °Hlim và SH nh sau: σ °Hlim

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

c 60

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: NHE2 = 60 ci ∑(Ti/ Tmax)3 t.i ni.

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

σ

[ ] lim2

2

481,8 1,1

F

xF S R lim F F

σ

=

σ

Trong đó: - [σFlim] là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ chịu tải NFE.

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

F = σ K

Trong đó: -σ °Flimlà giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định σ °Flimvà SF nh sau:σ °Flim= 1,8.HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =4.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

(T / T ) t n

c 60

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: N 60 c (T / T )6 t.i ni.

max i i

Ta cã : K 1

N N

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

σ

c.øng suÊt cho phÐp khi qu¸ t¶i :

+ øng suÊt tiÕp xóc khi qu¸ t¶i :

2 H

Hv H 1

u

K K T

ψ σ

Theo d·y tiªu chuÈn ho¸ ta sÏ chän m = 3 mm

* Sè r¨ng trªn b¸nh lín vµ b¸nh nhá lÇn lît lµ Z1vµ Z2 ta cã :

( 1 ) ( )1

26, 28

a Z

109 4,19 26

4, 2 4,19

0,0024 0,04

4, 2

u u u

(tho¶ m·n)TÝnh l¹i kho¶ng c¸ch trôc a :

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH]

+

;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

b d K

T K K a

g v u

ZR = 0,95 với da< 700mm ⇒ KxH = 1 Vậy [σH] = 463.1.0,95.1 = 457,71 MPa.

Do σH = 423,38 < [σH] , =457,71 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

[ ],

457,71 423,38

0, 081 0,1 423,38

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uốn cho phép [σF] hay: σF ≤ [σF].

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

F F

b d K

T K K a

g v u

⇒σF2 = σF1 YF2 / YF1 = 99,31.3,49/3,68= 94,18 (MPa).

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau.[σF1]= [σF1].YS YxF.YR và [σF2]= [σF2].YS YxF YR.

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy giòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng

d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax và ứng suất uốn cực đại σF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max

* ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

σ

= σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc

rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

Khoảng cách trục aω aω = a + (x1 + x2 - ∆y) 203 mm

Đờng kính chia d d1 = m Z1

d2 = m.Z2

d1 = 78 mmd2 = 327 mm

Đờng kính lăn dw dw = 2.

1

w a

u+

dw1 = 78,23 mmdw2 = 327,78mm

Đờng kính đỉnh răng da da1 = d1 + 2(1+ x1 -∆y).m

da2= d2 + 2(1+ x2 -∆y).m

84,192mm333,816mm

Đờng kính đáy răng df df1 = d1 - (2,5-2.x1).m

df2 = d2 - (2,5-2.x2).m

70,70 mm320,33 mm

Đờng kính cơ sở db db1 = d1 cos α

db2 = d2 cos α

73,296 mm307,28 mm

u2 =

1

11,53

2,75 4,19

h u

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6.

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.10 6vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

m i i i

3.2.3.ứng suất cho phép khi quá tải :

ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:

øng suÊt uèn cho phÐp khi qu¸ t¶i:

Ka : hÖ sè phô thuéc vµo lo¹i r¨ng vµ vËt liÖu cÆp b¸nh r¨ng ;

Theo b¶ng 6.5[TK1_tr96],víi b¸nh r¨ng nghiªng Ka =43

Cosβ=mZt/(2.aw23)=3.146/(2.225)=0,97

=> β=13,260

Với bánh răng nghiêng ta không dịch chỉnh nên x3=x4=0

3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH]

Theo 6.33[TK1]:

σH = ZM ZH Zε 2

3 2 34

2 3

.

) 1 (

2

w w

H d u b

u K

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

cos 2

Trong đó theo bảng 6.15[TK1_tr107] => δH =0,002

Tra bảng 6.14[TK1_tr107]: KHα=1,13

b d K

+

= 481,73 (MPa)Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH.

Với v = 0,69 (m/s ) ⇒ ZV = 1 (vì v < 5 m/s ) Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là

Theo bảng 6.18[TK1_tr109], có YF3= 3,685; YF4=3,6

Theo bảng 6.7(TKI_tr98), KFβ = 1,07; KFα=1,37: theo bảng 6.14(TKI_tr107) với v< 2,5m/s và cấp chính xác 9

Theo công thức

23

3 2

⇒ KF=1,07.1,37.1,01=1,48

Vậy σF3= 2.535174,1.1,07.1,37.1,01.3,685.0,91.0,58/(67,5.120.3) = 126,84 MPa

σF4= σF3 YF4/ YF3 = 126,84.3,6/3,685= 123,91 MPa

tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

σF3, σF4 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo

3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đợc

v-ợt quá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,5

Theo 6.48[TK1] :

σHmax= σH K qt = 496,38 1 , 5= 607,94MPa < [σH]]max= 1264MPa;

σF3max=σF3Kqt= 126,84.1,5 = 190,26 MPa < [σF3]max= 464 MPa;

σF4max = σF4Kqt = 123,91.1,5 = 185,86MPa < [σF4]max = 464 MPa;

Vậy răng đủ độ bền về quá tải

Khoảng cách trục chia a a = 0,5m(z1+z2)/cosβ 225,77 mm

Đờng kính vòng chia d d3 = m z3/cosβ

suất uốn cho phép [ ]τ = ữ12 20MPa

II.Tính sơ đờng kính trục :

Với T1 = 125429,897 Nmm : mômen xoắn trên trục I

[ ]τ =15MPa : mômen xoắn cho phép

IV.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

Chiều dài moay ơ bánh đai :

lmđ = (1,2ữ1,5)d1 = (1,2ữ1,5).35 = 42ữ52,5 mm

 lmđ = 65 mm

Chiều dài moay ơ bánh răng 1,2 có kể đến chiều rộng bánh răng :

- k2 : khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2 = 8 mm

- k3 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 mm

- hn chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15 mm

Từ bảng 10.4(TKI_tr191) ta có :

l22 = 0,5.(lm22 +b0) + k1 + k2 = 0,5.(65+29) + 10 + 8 = 65 mm

l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 65 + 0,5.(65 +80) + 10 = 147,5 mm

l21 = lm22 + lm23 + 3.k1 + 2.k2 + b0 = 65 +80 +3.10 + 2.8 + 29 = 220 mm

Chiều dài moay ơ nửa khớp nối :

Chọn nối trục vòng đàn hồi

Ta có : l12 = l22 = 65 mm ; l11 = 220 mm

lc12 = 77 mmTừ chơng 2 _ Thiết kế các bộ truyền _ ta có :

Lực tác dụng lên trục của bộ truyền đai : Frđ = 1263,37 N

Với góc nghiêng α của bộ truyền ngoài α = 300

Frđx = Frđ sinα = 1263,37.sin300 = 631,69 N

Frđy = Frđ.cosα = 1263,37.cos300 = 1094,11 N

hn k3

l21

b23

l23 l22

lm23

k1

lm22

k2 b0

H×nh 5

H×nh 6Lùc t¸c dông tõ bé truyÒn cÊp nhanh_b¸nh trô r¨ng th¼ng lªn trôc :

với [ ]σ tra trong bảng 10.5 (TKI_tr195) là 59,75 MPa

 dbr1 = 3 530227,17

44,6 0,1.59,75 =

chọn dbr1 = 45 mm theo tiêu chuẩn

Momen uốn tổng tại vị trí lắp ổ lăn :

Mol = M x2 +M y2 = 76040, 65 2 + 48640,13 2 = 90266,51 (Nmm)

Mômen tơng đơng tại vị trí lắp ổ lăn :

Mtđ = M ol2 + 0,75.T2 = 90266,51 2 + 0,75.125429,68 2 = 141235,61 (Nmm)

σ = 3

141235,61

28,7 0,1.59,75 =

1.5.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Chọn lắp ghép : Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , bánh dai , nối trục theo k6 , kết hợp với lắp then

M«men uèn tæng t¹i vÞ trÝ l¾p b¸nh r¨ng 1 :

1.5.2.XÐt t¹i tiÕt diÖn l¾p æ l¨n :

M«men uèn tæng t¹i vÞ trÝ l¾p æ l¨n : Mol = 90266,51 (Nmm)

øng suÊt uèn :

3

90266,51

14,1 0,1.40

ol u

víi [ ]σ tra trong b¶ng 10.5 (TKI_tr195) lµ 49,8 MPa

 dbr3 = 3 831785,36

55,07 0,1.49,8 =

chän dbr3 = 55 mm theo tiªu chuÈn

Momen uèn tæng t¹i vÞ trÝ l¾p b¸nh r¨ng 2 :

M x

T

σ = 3

514052,09

46,91 0,1.49,8 =

chọn đờng kính chỗ lắp bánh răng 2 : dbr2 = 55 mm

=> Đờng kính tại vị trí lắp ổ lăn : dol = 50 mm

2.5.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Chọn lắp ghép : Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , bánh dai , nối trục theo k6 , kết hợp với lắp then

3.2.Xác định phản lực tại gối đỡ :

Hình 11Xét trục III :

víi [ ]σ tra trong b¶ng 10.5 (TKI_tr195) lµ 48,8 MPa

dbr4 = 3 1914746,12

73, 2 0,1.48,8 =

chän dbr4 = 70 mm theo tiªu chuÈn

Momen uèn tæng t¹i vÞ trÝ l¾p æ l¨n :

M x

T

chọn dk = 60 mm theo tiêu chuẩn

3.5.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Chọn lắp ghép : Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , bánh dai , nối trục theo k6 , kết hợp với lắp then

br u

M

W

ứng suất xoắn :

1455053,33

23, 04 63162,62

ol u

Dựa vào đờng kính ngõng trục d1A =d1B = 40 mm, tra bảng P2.7[TKI_tr255] chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ có kí hiệu : 208

Đờng kính trong d = 40mm, đờng kính ngoài D = 80 mm

Ta kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, Fr 2 =1544,31 (N)

Theo CT11.3[TK1] với Fa = 0 , tải trọng qui ớc :

QII = X.V.Fr2.kt.kđ

Đối với ổ đỡ chịu lực hớng tâm X= 1

V =1 khi vòng trong quay

h m

L

L Q

Q L

L Q

1

2 1

1.3 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ.

Tải trọng tính toán theo ct 11.19[TK1] với Fa = 0 :

Qt = X0.Fr2

Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6[TLI_tr104])

Qt = 0,6.1544,31 = 926,59 (N)