Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng

Mục LụcMỞ ĐẦU 5PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC6I.Chọn động cơ:61.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :61.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :61.3. Chọn động cơ.7II. Phân phối tỷ số truyền.72.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :72.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :7III. Xác định các thông số trên các trục :73.1 Số vòng quay.73.2 Công suất trên các trục83.3 Tính momen xoắn trên các trục.83.4 Bảng thông số động học.8PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY9I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH91.1Chọn loại xích.91.2.Chọn số răng đĩa xích.91.3.Xác định bước xích p.91.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.101.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.111.6 Xác định thông số của đĩa xích111.7 Xác định lực tác dụng lên trục121.8.Các thông số của bộ truyền xích :12II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG.132.1. Chọn vật liệu bánh răng:132.2.Xác định ứng suất cho phép132.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phépσH và ứng suất uốn cho phép σF132.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải152.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.152.4 Xác định các thông số ăn khớp.162.4.1.Xác định môđun pháp m:162.4.2.Xác định số răng.162.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học162.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.172.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.172.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .182.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:192.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng20III. CHỌN KHỚP NỐI213.1. Mô men xoắn cần truyền.213.2. Chọn vật liệu:213.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:223.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:223.5. Lực tác dụng lên trục.22IV. TÍNH TRỤC224.1. Tính sơ bộ đường kính trục224.1.1. Chọn vật liệu.224.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục224.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng234.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực234.3.1. Với trục I234.3.2. Với trục II234.4. Sơ đồ lực chung254.5 Tính thiết kế trục254.5.1. Tính sơ bộ trục I254.5.2.Tính chi tiết trục II264.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.28V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN315.1. Chọn ổ lăn cho trục I315.2.Chọn ổ lăn cho trục II315.2.1.Chọn loại ổ lăn315.2.2.Chọn kích thước ổ lăn315.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.325.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động325.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh32PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP33I.VỎ HỘP331.1Tính kết cấu của vỏ hộp331.2 Kết cấu nắp hộp33II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC352.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động352.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót362.2.1 Nắp ổ36Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn362.2.2 Cốc lót362.3.Cửa thăm362.4.Nút thông hơi372.5.Nút tháo dầu382.6.Kiểm tra mức dầu382.7.Chốt định vị.382.8.Ống lót và lắp ổ392.9.Bulông vòng39III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP403.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc403.2.Bôi trơn ngoài hộp403.3.Điều chỉnh sự ăn khớp40IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI40TÀI LIỆU THAM KHẢO42

Mục Lục

MỞ ĐẦU ! 5

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC 6

I.Chọn động cơ: 6

1.1 Xác định công suất đặt trên trục động cơ : 6

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : 6

1.3 Chọn động cơ 7

II Phân phối tỷ số truyền 7

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 7

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : 7

III Xác định các thông số trên các trục : 7

3.1 Số vòng quay 7

3.2 Công suất trên các trục 8

3.3 Tính momen xoắn trên các trục 8

3.4 Bảng thông số động học 8

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 9

I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH 9

1.1Chọn loại xích 9

1.2.Chọn số răng đĩa xích 9

1.3.Xác định bước xích p 9

1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 10

1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích 11

1.6 Xác định thông số của đĩa xích 11

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục 12

1.8.Các thông số của bộ truyền xích : 12

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG 13

2.1 Chọn vật liệu bánh răng: 13

2.2.Xác định ứng suất cho phép 13

2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σσ H ] và ứng suất uốn cho phép [σσ F ] 13

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải 15

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 16

2.4.1.Xác định môđun pháp m: 16

2.4.2.Xác định số răng 16

2.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học 16

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 17

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

2.6 2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 18

2.7 Các thông số hình học của cặp bánh răng: 19

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 20

III CHỌN KHỚP NỐI 21

3.1 Mô men xoắn cần truyền 21

3.2 Chọn vật liệu: 21

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: 22

3.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 22

3.5 Lực tác dụng lên trục 22

IV TÍNH TRỤC 22

4.1 Tính sơ bộ đường kính trục 22

4.1.1 Chọn vật liệu 22

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục 22

4.2 Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng 23

4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 23

4.3.1 Với trục I 23

4.3.2 Với trục II 23

4.4 Sơ đồ lực chung 25

4.5 Tính thiết kế trục 25

4.5.1 Tính sơ bộ trục I 25

4.5.2.Tính chi tiết trục II 26

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi 28

V TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 31

5.1 Chọn ổ lăn cho trục I 31

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 31

5.2.1.Chọn loại ổ lăn 31

5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn 31

5.2.3 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn 32

5.2.4 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 32

5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 32

PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP 33

I.VỎ HỘP 33

1.1Tính kết cấu của vỏ hộp 33

1.2 Kết cấu nắp hộp 33

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 35

2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động 35

2.2 Kết cấu nắp ổ và cốc lót 36

2.2.1 Nắp ổ 36

Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn 36

2.2.2 Cốc lót 36

2.3.Cửa thăm 36

2.4.Nút thông hơi 37

2.5.Nút tháo dầu 38

2.6.Kiểm tra mức dầu 38

2.7.Chốt định vị 38

2.8.Ống lót và lắp ổ 39

2.9.Bulông vòng 39

III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 40

3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc 40

3.2.Bôi trơn ngoài hộp 40

3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp 40

IV BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI 40

TÀI LIỆU THAM KHẢO 42

MỞ ĐẦU !

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương

trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở vềkết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chitiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , cáctính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy làkết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạophôi,dung sai…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biếnđổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng củamáy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắnghoàn thành đồ án môn học này

Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục

_ Cách xác định thông số của then

_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và cácchi tiết có liên quan

_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh

_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia

truyền động

Hà Nội ,ngày 05 tháng 11 năm 2010

Sinh viên

P P

kn k

8

94 , 1 60000

60000







p z

II Phân phối tỷ số truyền.

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

7938 , 9 97

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

Chọn tỷ số của bộ truyền trong : Ubr = 3

3

7938 , 9

n2

=3316,2646,67=97 (vòng/phút)

3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct =2,6093 (KW)

Công suất trên trục II: P2=

x ol ct P



 =0,292,6093.0,99 =2,8649 (KW)

Công suất trên trục I: P1=

br ol

η

P P

kn ol

ta có:

Mô men xoắn trên trục động cơ :

Tđc = 9,55 106 30599 , 2

950

0439 , 3 10 55 ,

1

10

,55.10 9 n

P 10

2

2 6

9,55.10 n

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=2,8649 KW.

+kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:

k đ: hệ số tải trọng động Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1

k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xíchtrùng với phương ngang Nên k0 = 1

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn

a = 38.p; suy ra ka = 1

k đc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trongcác đĩa xích Nên kđc = 1

k bt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi

trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3

k c : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

 k = 1 1 1 1 1,3 1,25 = 1,625

Như vậy ta có : Pt = 2,8649.1,625.1.1,263= 6,3914 kW

Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =400 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:

bước xích : p = 19,05 mm ;

đường kính chốt : dc=5,96mm ;

chiều dài ống : B=17,75 mm ;

công suất cho phép : [P]=8,38 kW

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=8,38 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

05 , 19 23 75 2

75 23

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

2

75 23 130 75

23 5 , 0 130 05

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - a= 755,065 – 2,265 = 752,8 (mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

130 15

67 , 316 23

d F F F k

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9 2,3122 = 10,16 N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

1.6 Xác định thông số của đĩa xích

.

d

vd d t r

k A

E F K F

 [H1 ]Trong đó:

[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.316,67.19,053.1 = 2,85N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =23 )

Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lănmột dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 106

10 1 , 2 ).

85 , 2 2 , 1 88 , 1238 (

48 , 0 47 , 0

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởngcủa số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có:

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG.

Thông số đầu vào:

[  0 lim

FL xF s R F F

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

0H2lim  0H4lim  2 HB2 70  2 230  70  530 ( MPa )

) ( 414 230 8, 1

N HE1 = 114 10 7 > N HO1 = 17,1 10 6 Suy ra KHL1 = 1

N HE2 = 38 10 7 > N HO2 = 13,9 10 6 Suy ra KHL2 = 1

N FE1 = 114 10 7 > N FO1 = 9,99 10 6 Suy ra KFL1 = 1

N FE2 = 38 10 7 > N FO2 = 8,83 10 6 Suy ra KFL2 = 1

Do đây là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên suy ra:

H min H 1,H2  481 , 81 ( MPa)

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

[ H]max  2 , 8 max( ch1,  ch2) =2,8  ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

).

1

.(

ba H

H a

w

u

k T u

T là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 29990 (N.mm)

[H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [H]= 481,81 ( MPa)

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

02 , 1 29990 ).

1 3 (

5 ,

2

110 2 ) 1

Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=84/28= 3

Sai lệchtỷ số truyền U = 100 % 0 %

3

3 3

% 100

Vì U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn

Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)

112 2

) 84 28 ( 2 2

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

].

[

.

) 1 (

2

1

H w

t

H H

M

H

d u b

u K T Z

Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3.

ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw H

Z  2 / sin 2 

.

764 , 1 20 2

sin

2

0 



H

Z

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng

Khi đó theo công thức (6.36c):

1 2 , 3 88 , 1 1

1 2 , 3 88 , 1

2 1



 87 , 0 3

H

146 , 1 09 , 1 0305 , 1

3 34

) 1 3 (

146 , 1 29990

2 87 , 0 764

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

xH v R m H

H] [ ] Z .Z .K

[    12

=481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa)

Ta thấy  H<[ H] do vậy bánh răng đủ bền

2.6 2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức :

 11

1

1

1

.

.

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K

T



] [ 21

89 , 0 140

' 21 15 1 140

28

22 , 3 2

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F F

44 , 1 0305 , 1 02 , 1 37 , 1

22 , 3 1 557 , 0 44 , 1 29990

43 , 3 29 , 42

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

] [

T k

 Hmax  H. K qt  339,36 2 , 2  503 , 35MPaHmax  1260MPa.

Ứng suất uốn cực đại

].

252 ]

[ ] [ 038 , 93 2 , 2 29 , 42

[ ] [ 11 , 99 2 , 2 05 , 45

.

] [ 56 28 2

m

d

mm Z

- Đường kính đỉnh răng :

mm m

d d

mm m

d d a

a

172 2 2 168

2

60 2 2 56

2

2 1

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (52,623+157,87)/2= 105,25 (mm)

-Đường kính chân răng : df1 = d1–2,5.m=56- 2,5.2 = 51 (mm).

df2 = d2 - 2,5.m=168-2,5.2 =163(mm)

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

Số chốt z 4 chốt

Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm

3.2 Chọn vật liệu:

Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồibằng caosu

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

c v

x d

d l D Z

T K





28 14 90 4

610 , 30 7 , 1 2

.

14 90 1 , 0

5 , 41 30600 7 , 1

0 0

Z d D

l T

T d



97 , 41515

=24(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d1 =25(mm)

d2 3 0 , 2  

T

20 2 , 0

44 , 86398

=27,8(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d2 =30(mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10mm;

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

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm

4.3.1 Với trục I

l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(51 +17)+15+20=69=>l12 =69mm

l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(35+17) +10+10= 46 mm

+Với d1sb=25 mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d12=30mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d10=d11=25mm

-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=20mm

+Chọn then:

b = 8 mm

Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện.

2 1 2

M

M x y2 0 2 92606 , 28 2 92606 , 28

1 2

1

Nmm T

M

M x y2 55269 , 46 2 24634 , 61 2 60510 , 96

2 2

2

Nmm T

106 , 98263 1

46 , 119056 1

24 , 74823 1

Chiều sâurãnh then

Bán kính góc lượn củarãnh

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

a Tại tiết diện 2-2

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm22=31mm

Với then làm bằng thép, tải va đập êm ta chọn được

  d  100MPa

  c  20 30MPa

t h dl

T

d t

) 5 10 (

31 35

44 , 86398 2 ) (

10 31 35

44 , 86398 2

b Tại tiết diện 23

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm23=27mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

  d  100MPa

  c  20 30MPa

t h dl

T

d t

) 7 8 (

27 30

44 , 86398 2 ) (

8 27 30

44 , 86398 2

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: b  600MPa, 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6MPa

MPa

728 , 151 6 , 261 58 , 0

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng ta

có :

j

j j

j

d

t d bt d W

2

32

j j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

1 1

3 max

mj

W

T

2 2

t d bt d W

2

16

1 1

3 0

j oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

3 max

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguyhiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kếđảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điềukiện sau:

s  s s/ s2  s2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suấttiếp, được tính theo công thức sau:

1



Trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a, avà m,

m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trụctheo k6 kết hợp lắp then

Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

K

K K K

K

K K K

d K

d K

then

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

5.1 Chọn ổ lăn cho trục I

Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất chọn ổ bi đỡ 1 dãy.Chọn kết cấu

ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm

Tra phụ lục 2.7/254 với ổ cỡ nhẹ, hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 205, có các thông

10

F r R x R y2 535 , 535 2 1201 , 51 2 1315 , 5N

11 2

11

Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ một dãy Vì hệ thống các ổlăn trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướngtâm 20 micrô mét, giá thành tương đối 1

Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 2299,61 N

5.2.4 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: m

d Q L

C 

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 15500 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.10-6 = 15500 316,67 60 10-6 = 294,5 (triệu vòng)

Q = 2299,61 N

Cd = 2299,61 3 294 , 5= 15299,69 N= 15,3kN < C = 22 kN

Thoả mãn điều kiện tải động

5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Theo CT11.18[1]/219 : Q t C0

Tra bảng 11.6[1]/221, với ổ bi đỡ chăn 1 dãy

X0 = 1 ; Y0 =0Theo CT11.19 và CT11.20 ta có:

Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 306 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh cócác thông số sau :