đồ án thiết kế sản phẩm với CAD doc

Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên sử dụng loại động cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc. Ưu điểm của động cơ roto lồng sóc là: chịu quá tải lớn, chịu va đập, rung động; kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản, trong quá trình vận hành sử dụng ít phải bảo dưỡng bảo trì nhưng hiệu suất và hệ số công suất thấp.

Phần I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện:

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên sử dụng loạiđộng cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc

Ưu điểm của động cơ roto lồng sóc là: chịu quá tải lớn, chịu va đập, rung

động; kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản, trong quá trình vận hành sửdụng ít phải bảo dưỡng bảo trì nhưng hiệu suất và hệ số công suất thấp

1.2 Tính công suất và số vòng quay của động cơ:

 Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảo chonhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảm bảođiều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau [1]:

P : công suất làm việc trên trục máy công tác

�: Hiệu suất chung của toàn hệ thống.

- Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên:

k = 1 - Trị số hiệu suất của khớp nối.

br = 0,96 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

ol = 0,99 - Trị số hiệu suất của ổ lăn.

 Công suất làm việc trên trục máy công tác:

Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 9,03 kW.

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

 Số vòng quay của trục máy công tác [1] :

f - tần số dòng diện xoay chiều(Hz),(f=50Hz)

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và

giá thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có sốvòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên

Do trạm dẫn động xích tải không có yêu cầu gì đặc biệt, nên ta chọn động

cơ có p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tương ứng

n u

n

   (1.6)

Tra bảng 2.4 – trang 21 [2] , ta có:

usb unendung = 8 40  truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp

Vậy, số vòng quay đồng bộ của động cơ n db =1500 (v/ph)

1.4 Chọn động cơ thực tế:

 Chọn động cơ thoả mãn điều kiện (1.1) và có số vòng quay đồng bộ

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳcủa hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo [1] :

Với: T k : - Momen khởi động của động cơ.

T dn : - Momen danh nghĩa của động cơ.

Vậy, thoả mãn điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :

Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần

kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn được công suất cho phép

Vậy, động cơ Dk.62-4 thỏa mãn điều kiện đầu bài.

2 Phân phối tỷ số truyền:

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo[1] :

Trong đó: n dc : - Số vòng quay của động cơ (v/p).

n ct : - Số vòng quay của trục công tác (v/p).

 Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:

với u1, u2 là tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống

Với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục có thể tính tỷ số truyền bộ truyềncấp nhanh u1 theo công thức [1] :

3 Tính toán các thông số trên các trục:

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, cácchỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục công tác

3.1 Tốc độ quay của các trục :

- Tốc độ quay của trục I: nI = ndc = 1460 (v/ph)

- Tốc độ quay của trục II: nII = ndc/u1= 1460/6,83 215 (v/ph)

- Tốc độ quay của trục III: nIII = nII/u2 = 215/1,8 120 (v/ph)

- Tốc độ quay của trục công tác: nct=nIII 120 (v/ph)

3.2 Tính công suất trên các trục :

 Công suất làm việc trên các trục được tính theo công thức [1] :

Số vòng quayn(v/ph)

Mômen xoắnT(Nmm)

1.2 Ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2-Tr94 [2] : với thép 45, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 18 350,

ta có:+ ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim

H



=2.HB+70

+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S H = 1,1

+ ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim

F

 =1,8.HB + hệ số an toàn khi tính về uốn : S F =1,75

1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] :

- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức [2]:

 

H

V R XH HL H H

S

Z Z K

.

0 lim



  (2.1)

Trong đó :

+ o

Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

0 lim3

H

 = 2 HB3 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa)

0 lim 4

H

 = 2 HB4 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa) + Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

m H – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (m H = 6 với HB ≤ 350)

+ N HO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N N

t  - tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.

Với thời gian phục vụ 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trong năm 0,7, số calàm việc trong ngày 1 (1 ca = 8 giờ), ta có:

+ Bánh răng nhỏ:

[H3] =

0 lim3

K S

(MPa) + Bánh răng lớn:

[H4] =

0 lim 4

K S

Thoả mãn điều kiện H 1 , 25Hmin

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép: [H] = 504,5 (MPa)

1.2.2 Ứng suất uốn cho phép [ F ]:

- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức [2]:

F

 = 1,8 HB3 = 1,8.250 = 450(MPa)

0 lim 4

F

 = 1,8 HB4 = 1,8.235 = 423 (Mpa) + K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do bộ truyền quay 1 chiều nên:

KFC = 1

+ K XF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn + K FL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt tải trọng của bộ truyền.

 N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

Đối với thép 45: NFO = 4.106 (chu kỳ)

 N FE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.

N FE  60 .c n t� (2.7)

Với: c, n, t: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòngquay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét

Với thời gian phục vụ của bộ truyền 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trongnăm 0,7, số ca làm việc mỗi ngày 1 (1 ca = 8 giờ làm việc), ta có:

- Khi tính sơ bộ ta lấy tích các hệ số YR.YS.KXF = 1

- Từ (2.5) ta có ứng suất uốn cho phép :

Tra bảng 6.5-Tr 96 [2] : với răng nghiêng, ta chọn Ka = 43 MPa1/3.

+T II : mômen xoắn của bánh chủ động.

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :4

3

104 1,79 58

m

z u z

11028’40” Thỏa mãn trong khoảng 8 ÷ 200

1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện [2]:

+Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

cos 2

+KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H K H.K H.K Hv (2.14)

Trong đó : K H - hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, Theo bảng 6.7-Tr98: KH = 1,04 (với sơ đồ 4)

K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

m

a

u = 0,002.73.1,33 165

1,79 = 1,86(trong đó H là hệ số kể đến ảnhhưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 – Tr 107 [2] được H = 0,002; g0 là hệ

số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 3 và 4 , tra bảng 6.16 – Tr 107 [2] được

với v = 1,33(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 (Z v - hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng)

Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 (K xH - hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng)

Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi

đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95 (Z R - hệ số kể đến độ nhám bề mặt răng làm việc)

Từ (2.16)  [H]CX = 504,5 1.1.0,95 = 479,28 (MPa)

Chênh lệch H = [ ]

CX

H H H

Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc

1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

-Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép [2]:

3

3 3

F

Y Y



   [F4] (2.18) Trong đó :

+ T 1I : mômen xoắn trên bánh chủ động, TII= 377113,95 (Nmm)

Với hệ số dịch chỉnh x = 0 Tra bảng 6.18 – Tr 109 [2] ta có : YF3= 3,67;

YF4= 3,6

+ K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F K F.K F.K Fv (2.19)

Với  bd 0, 49 Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được KF = 1,09 (sơ đồ 4) (K F - hệ

số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng)

Với vận tốc vòng v = 1,33 (m/s), cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14 – Tr 107 [2]:

ta có KF  = 1,37 (K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp)

II F F F

F

Y Y

Vậy, bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn

1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải :

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải :

K

Trong đó: + T max – momen xoắn cực đại, Nmm

+ T 1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và

ứng suất uốn cực đại

- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:

H H K qt

     (MPa) < [H]max = 1260 (MPa)

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại [2]:

Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải.

1.8. Các thông số cơ bản của bộ truyền :

2.2 Ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2-Tr94 [2] : với thép 45, tôi cải thiện, đạt đọ rắn HB 18 350,

ta có: + ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim

H



+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: S H = 1,1

+ ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

lim

F

 =1,8.HB + hệ số an toàn khi tính về uốn : S F =1,75

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 =245

- Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB2 =230, ta có:

0

1 lim

H

 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)

0

2 lim

H

 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)

0

1 lim

F

 = 1,8 HB1 = 1,8.245= 441 (MPa)

0

2 lim

F

 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414(Mpa)

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] :

- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức [2]:

 

H

V R XH HL H H

S

Z Z K

.

0 lim



  (2.20) Trong đó :

+ o

Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

0 1 lim

H

 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)

0 2 lim

H

 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) + Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

+Z V : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ K XH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ K HL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng

m H /

K  N N (2.21)

m H – bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (m H = 6 với HB ≤ 350)

+ N HO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N N

t  - tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.

Với thời gian phục vụ 5 năm, tỷ lệ số ngày làm việc trong năm 0,7, số calàm việc trong ngày 1 (1 ca = 8 giờ), ta có:

K S

(MPa) + Bánh răng lớn:

[H2] =

0 lim 2

K S

Thoả mãn điều kiện H 1 , 25Hmin

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép: [H] = 495,46 (MPa)

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép [ F ]:

- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức [2]:

F

 = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (MPa)0

2 lim

 N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

Đối với thép 45: NFO = 4.106 (chu kỳ)

 N FE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.

- Khi tính sơ bộ ta lấy tích các hệ số YR.YS.KXF = 1

- Từ (2.24) ta có ứng suất uốn cho phép :

[F1]max = 0,8.ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [F2]max = 0,8.ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa

1

142

6, 76 21

m

z u z

-Ta không dịch chỉnh và dịch chỉnh bánh răng trụ răng nghiêng khó thực hiện

và làm thay đổi khoảng cách trục

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện [2]:

2 1

+Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

cos 2

2.cos(8,35 ) sin(2.20, 22 ) = 1,75

1 1

Z

Z  )]cos = [1,88 – 3,2(21 1421  1 )]cos(8,8850) = 1,7

Từ (2.31) Z = 1 0,77

1,7 

+KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H K H.K H.K Hv (2.32)

Trong đó : K H - hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, Theo bảng 6.7-Tr98: KH = 1,03 (với sơ đồ 5 )

K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

m

a

u = 0,002.73.3,48 165

6,76 = 2,51(trong đó H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 – Tr 107 [2] được H = 0,002; g0

là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra bảng 6.16 – Tr 107 [2] được g0 = 73)

với v = 3,25(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 (Z v - hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng)

Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 (K xH - hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng)

Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi

đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95 (Z R - hệ số kể đến độ nhám bề mặt răng làm việc)

Từ (2.34)  [H]CX = 495,46.1.1.0,95 = 470,69 (MPa)

Chênh lệch H = [ ]

CX

H H H

-Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép [2]:

] [

.

2

1

1

1 1

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



     (2.35)

1

2 1 2

.

F

F F F

Y

Y



   [F2] (2.36) Trong đó :

+ T 1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 =TI= 58477,4 (Nmm)

+ K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F K F.K F.K Fv (2.37)

Với bd  0,53 ba(u  1) 0,5.0,3(6,76 1) 1,164   Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được

KF = 1,22 (sơ đồ 5) (K F - hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng)

W W F

K K T

d b

1 2 2

1

4

F F F

F

Y Y

Vậy, bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải :

K

Trong đó: + T max – momen xoắn cực đại, Nmm

+ T 1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và

ứng suất uốn cực đại

- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:

H H K qt

     (MPa) < [H]max = 1260 (MPa)

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại [2]:

Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải.

2.7 Các thông số cơ bản của bộ truyền

3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc:

- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoátnhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộtruyền trong hộp giảm tốc

- Đối với hộp giảm tốc ta đang thiết kế do có vận tốc nhỏ v < 12m/s nêndùngphương pháp bôi trơn ngâm dầu

- Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn (hay bánh bị dẫn)được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớnđều ngâm trong dầu và khoảng cách giữ mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhấtphải lớn hơn một giá trị cho phép (thường bằng 8 đến 10 mm) [1]

3.1 Cặp bánh răng cấp nhanh.

- Chiều cao răng: h1 = h2 =2,25m =2,25.2 = 4,5 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu [1] :

3.2 Cặp bánh răng cấp chậm.

- Chiều cao răng: h3 = h4 = 2,25.2 = 2,25.2 = 4,5 (mm)

- Chiều cao ngâm dầu tối thiểu [1]:

Mức dầu chung cho cả hộp:

Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min( 133,725 ; 94,12 ) = 94,12 (mm)

Xmax = Max(X2max ; X4max) = Max(123,725 ; 79,59) = 123,725 (mm) Vậy ta chọn mức dầu bôi trơn là :

Xmin =94,12 mm

Xmax =123,725 mm

Điều kiện bôi trơn không thoả mãn, ta phân đôi hộp giảm tốc để bôi trơn cho hai nửa hộp

4 Kiểm tra điều kiện chạm trục:

Vì bộ truyền hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra điều kiện chạmtrục

5 Kiểm tra sai số vận tốc:

- Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau [1]:

.100% 4%

thuc n

thuc

n n

Phần III:

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

1 Thiết kế trục.

1.1. Chọn vật liệu.

Trục của hộp giảm tốc chỉ chịu tải trọng nhỏ, do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện

có b = 600 (Mpa); ch = 340 (Mpa); ứng suất xoắn cho phép [ ] = ( 12  20 )(Mpa)

1.2. Tính sức bền trục.

1.2.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên

trục.

Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm 3 thành phần:

lực vòng Ft; lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa Trị số của chúng được xác địnhtheo các công thức [2]:

1 1

T F

d

F tg F

- Ngoài ra, còn lực tác dụng từ khớp nối:

0, 2.[ ]

sb T d



�

Trong đó: + T – mômen xoắn, Nmm

+ [ ]  - ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [ ]  = 15 Mpa

-Đường kính trục động cơ: Động cơ Dk.62-4, tra bảng P1.6 – Tr241 [2], ta có

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

-Dựa theo đường kính trục sơ bộ, tra bảng 10.2 – Tr 189 [2], xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo :

-Chiều dài mayơ lm:

* Trên trục I: Trên trục có mayơ của khớp nối và mayơ bánh răng trụ:

-Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 10

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 12

-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay, theo bảng 10.4 – Tr 191 [2] ,

1.2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

a Trục I:

- Trên trục I có các lực tác dụng lên bao gồm:

Lực vòng Ft1

Lực hướng tâm Fr1

Lực dọc trục Fa1 do bánh răng Z1 gây nên

Lực hướng tâm Fr của khớp nối và các phản liên kết tại 2 ổ chưa xác địnhđược

- Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết máy quay tác dụng lên trục :

1 13 1

11

435,8( ) 119

Frk

XA

l13

XBB C

Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A,B,C,D Ta tiến hành xác định

đường kính trục tại các mặt cắt

 Đuờng kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức [2] :

3

d 0,1[ ]

tdj j

M



�

Trong đó : [ ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục,theo bảng 10.5 –

Tr 195 [2] : thép 45 có  [] = 56,5 (MPa); M tdj là tổng mômen tương đương tại tiết diện đang tính.

 Ta thấy tiết diện tại C là nguy hiểm nhất :

Tại C là tiết diện lắp bánh răng, lấy dc= 30 (mm)

 Xác định đường kính tại 2 ổ lăn A,B :

Chọn dA= 25 (mm) Vì ổ tại A và B là như nhau nên dA=dB= 25 (mm)

 Xác định đường kính trục tại vị trí lắp khớp nối D:

1 2

4278( ) 276

A

t t B