1.Số liệu thiết kế:51.1 Chọn động cơ51.2 Phân phối tỉ số truyền.62.Thiết kế bộ truyền đai thang62.1 Chọn loại đai72.2 Chọn đường kính bánh đai dẫn72.3 Chọn hệ số trượt và xác định tỉ số truyền72.5 Vận tốc bánh đai dẫn:82.6 Góc ôm đai bánh đai nhỏ82.7 Các hệ số sử dụng82.8 Thông số các lực tác dụng lên cơ cấu93.Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng103.1 Chọn vật liệu bánh răng:103.2 Xác định ứng suất cho phép:113.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:133.4 Xác định các thông số ăn khớp:133.4.1 Mô đun:143.4.2 Xác định số răng143.4.3 Xác định góc nghiêng của răng143.4.4 Xác định góc ăn khớp 143.5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép:143.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:153.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:153.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:173.7 Một số thông số khác của cặp bánh răng trụ răng nghiêng:184.Thiết kế trục và chọn then194.1 Thiết kế trục I và chọn then194.1.1 Chọn vật liệu194.1.2 Đường kính sơ bộ của trục:194.1.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:194.1.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :194.1.5 Chọn then cho trục I:214.1.6 Ứng suất xoắn214.1.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:214.1.8 Kiểm nghiệm độ bền then:224.2 Thiết kế trục II và chọn then:224.2.1 Chọn vật liệu224.2.2 Đường kính sơ bộ của trục:224.2.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:234.2.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :234.2.5 Chọn then cho trục II:254.2.6 Ứng suất xoắn254.2.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:254.2.8 Kiểm nghiệm độ bền của then:255.Thiết kế ổ lăn cho trục265.1 Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục I:265.1.1 Tải trọng động quy ước:275.1.2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:275.1.3 Khả năng tải động tính toán:275.1.4 Chọn ổ lăn phù hợp275.1.5 Tính toán lại tuổi thọ làm việc:275.2 Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục II:275.2.1 Chọn ổ285.2.2 Tải trọng động quy ước:285.2.3 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:285.2.4 Khả năng tải động tính toán:285.2.5 Tính toán lại tuổi thọ làm việc:28Tài liệu tham khảo:29
Số liệu thiết kế
Chọn động cơ
- Công suất cực đại trên trục xích tải: P = 𝑭𝒗
- Công suất tương đương trên trục xích tải :
- Hiệu suất toàn bộ hệ thống:
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
- Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
- Tốc độ quay của trục công tác: v = 𝑧𝑝𝑛
- Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp nên ta sơ bộ chọn: 𝑢 đ = 2 ; 𝑢 ℎ = 4
-Tỉ số truyền chung sơ bộ là: 𝑢 𝑠𝑏 = 𝑢 đ × 𝑢 ℎ = 8
→ Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:
➔ Tra phụ lục, chọn động cơ không đồng bộ 3 pha loại K160M4 với P 11kW và n = 1740 (vg/ph).
Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền của hệ thống: u = 𝑢 đ × 𝑢 𝑏𝑟 = 𝑛 đ𝑐
- Công suất trên các trục:
- Số vòng quay trên các trục:
- Momen xoắn trên các trục:
Bảng thông số tính toán :
Thiết kế bộ truyền đai thang
Chọn loại đai
- Tỉ số truyền bộ truyền đai đã chọn 𝑢 đ =2,5
- Công suất truyền từ động cơ: Pđc,795 Kw=P1 (P1 là công suất tải của bánh đai dẫn)
- Số vòng quay của bánh đai dẫn n1=nđc = 1740 ( vòng/phút)
- Dựa vào 2 số liệu đã biết : P1 = 10,795 Kw, n1 = 1740 vòng/phút ta chọn đai thang thường loại B
➔ Các thông số của đai thang loại B gồm : h0=4,2 mm, h,5 mm, t mm, e= 12,5 mm, qm =0,178 kg/m, dmin 5 mm, y0 =4,0 mm, A= 138 mm 2 , σ 𝑟 = 9 𝑀𝑝𝑎
Chọn đường kính bánh đai dẫn
- Đai loại C có đường kính tối thiểu bánh đai dmin5 mm
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ (bánh đai dẫn) d1=1.2×dmin= 150 mm (theo tiêu chuẩn chọn d10 mm)
Chọn hệ số trượt và xác định tỉ số truyền
- Chọn hệ số trượt tương đối ξ =0,01-0,02 Chọn hệ số trượt tương đối ξ
=0,01 Ta tính được đường kính bánh đai lớn theo công thức: d2 = uđ×d1×(1- ξ)=2.5×180×(1-0,01)= 445,5 (mm)
- Chọn theo tiêu chuẩn d2= 450 mm
- Giá trị tính toán sai lệch với giá trị chọn trước 2.525−2,5
2.5 ×100=1.01% (Sai số chấp nhận được)
2.4 Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai
- Công thức xác định khoảng cách trục
Chọn sơ bộ a=1,2.d2= 540 mm khi uđ=2
- Chiều dài tính toán của đai
Chọn L = 2800 mm = 2,8 m (để tăng tuổi thọ đai)
Vận tốc bánh đai dẫn
- Số vòng chạy của đai trong 1 giây
Vì vậy điều kiện được thỏa
- Tính toán lại khoảng cách trục
Giá trị a vẫn thỏa mãn nẳm trong khoảng cho phép
Góc ôm đai bánh đai nhỏ
Các hệ số sử dụng
- Hệ số xét đến ảnh hưởng cũa góc ôm đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng cũa tỷ số truyền u:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz =0,95 ( giả sử có 2-3 dây đai)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,8 (làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
Từ số liệu v1 = 16,4 m/s, d10 mm tra theo bảng 4.19 (Giáo trình Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc trang 162, 163), kết hợp phương pháp nội suy ta chọn được [P0]= 4,88 kw
Chọn Z = 3 đai → thỏa mãn số dây đai giả sử ban đầu
- Đường kính ngoài của các bánh đai:
Thông số các lực tác dụng lên cơ cấu
- Lực căng đai ban đầu trên 1 dây đai
= 780 10,795.1,25 16,4.0,96.3 + 0,178 16,4 2 = 270,7𝑁 Với qm tra bảng ta có đai loại B là 0,178 ( kg/m )
- Lực vòng có ích trên mỗi đai
- Lực tác dụng lên trục:
- Ứng suất lớn nhất trong dây đai: σ 𝑚𝑎𝑥 = σ 1 +σ 𝑣 +σ 𝐹 1 = σ 0 +0,5σ 𝑡 +σ 𝑣 +σ 𝐹 1
Loại đai chọn Đai loại B Đường kính bánh đai dẫn 180 mm Đường kính bánh đai bị dẫn 450 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ 162,8 0
Chiều rộng bánh đai 63 mm Đường kính vòng ngoài bánh đai - Bánh nhỏ 188,4 mm
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Chọn vật liệu bánh răng
• Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
• Độ rắn HB = 192 240 , chọn HB 2 = 230
• Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
• Độ rắn HB = 241 285 , chọn HB 1 = 245
Xác định ứng suất cho phép
• 𝑆 𝐻 , 𝑆 𝐹 : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
• 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 , 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 0 : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
- bậc của đường cong mỏi Bánh răng có HB < 350, 𝑚 𝐻 = 𝑚 𝐹 = 6
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
- 𝑁 𝐻𝐸 , 𝑁 𝐹𝐸 : số chu kỳ thay đổi ứng suất
* c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c = 1
* n: vận tốc vòng của bánh răng
* 𝑡 Ʃ : tổng số giờ làm việc của răng, 𝑡 Ʃ = 𝐿 ℎ
→ Suy ra 𝑁 𝐻𝐸1 > 𝑁 𝐻01 (64,3 10 7 > 1,6 10 7 ), lấy 𝑁 𝐻𝐸1 = 𝑁 𝐻01 do đó 𝐾 𝐻𝐿1 = 1
30 + 36) = 51,9 10 7 Suy ra 𝑁 𝐹𝐸1 > 𝑁 𝐹01 (51,9 10 7 > 4 10 6 ) , lấy 𝑁 𝐹𝐸1 = 𝑁 𝐹01 ,do đó 𝐾 𝐹𝐿1 = 1
30 + 36) = 14,9 10 7 Suy ra 𝑁 𝐻𝐸2 > 𝑁 𝐻02 (14,9 10 7 > 1,4 10 7 ), lấy 𝑁 𝐻𝐸2 = 𝑁 𝐻02 ,do đó 𝐾 𝐻𝐿2 = 1
30 + 36) = 12 10 7 Suy ra 𝑁 𝐹𝐸2 > 𝑁 𝐹02 (12 10 7 > 4 10 6 ) , lấy 𝑁 𝐹𝐸1 = 𝑁 𝐹01 do đó 𝐾 𝐹𝐿1 = 1
Thay số vào công thức được:
1,75 = 236,5 (𝑀𝑃𝑎) Với bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
2 = 495,4 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất quá tải cho phép:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
• 𝐾 𝑎 : hệ số phụ thuộc loại vật liệu làm bánh răng 𝐾 𝑎 = 43 (𝑀𝑃𝑎)
• 𝑇 1 : momen xoắn trên trục chủ động 𝑇 1 = 139312 (Nmm)
• [𝜎 𝐻 ] 𝑠𝑏 : ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 𝐻 ] 𝑠𝑏 = 495,4 (𝑀𝑃𝑎)
• 𝜓 𝑏𝑎 , 𝜓 𝑏𝑑 : hệ số chiều rộng vành răng Chọn 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,4 = 0,3
Hệ số K Hb là yếu tố phản ánh sự phân bố không đồng đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Để xác định giá trị này, tham khảo bảng 6.7 với 𝜓 𝑏𝑑 = 0,8, sử dụng sơ đồ bố trí 6 và HB.
Xác định các thông số ăn khớp
𝑚 𝑛 = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎 𝑤 = (0,01 ÷ 0,02) 175 = 1,75 ÷ 3,5 (𝑚𝑚) Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọn 𝑚 𝑛 theo tiêu chuẩn 𝑚 𝑛 = 2,5 (mm)
Tỷ số truyền thực tế
26 = 4,3077 Sai lệch tỷ số truyền
3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng cos 𝛽 = 𝑚 (𝑍 1 + 𝑍 2 )
3.4.4 Xác định góc ăn khớp 𝒂 𝒕𝒘
𝑐𝑜𝑠𝛽) = arctan ( tan 20 cos 9,701) = 20,267 ° Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở
𝛽 𝑏 = arctan (cos 𝛼 𝑡 tan 𝛽) = arctan (cos(20,267) tan(9,701)) = 9,111 °
Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép
Tỷ số truyền thực tế
𝑑 𝑤2 = 2 𝑎 𝑤 − 𝑑 𝑤1 = 2.175 − 65.938 = 284,062 (𝑚𝑚) Vận tốc vòng của bánh răng
Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là sơ bộ với giá trị 60000 = 2,4 (𝑚/𝑠) Để xác định chính xác ứng suất cho phép, cần phải xem xét kỹ lưỡng vật liệu, kích thước và các thông số động học của bánh răng.
• [𝜎 𝐻 ] 𝑠𝑏 và [𝜎 𝐹 ] 𝑠𝑏 là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính được ở mục 2
• 𝑍 𝑅 : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang 91 và 92 chọn:
• 𝑍 𝑣 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Vì 𝑣 ≤ 5 (m/s), 𝑍 𝑣 = 1
• 𝐾 𝑥𝐻 : hệ số xét ảnh hưởng của kích thước bánh răng 𝐾 𝑥𝐻 = 1
• 𝑌 𝑅 : hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn 𝑌 𝑅 = 1
• 𝑌 𝑠 : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất
𝑌 𝑠 = 1,08 − 0,0695𝑙𝑛(m) Với m là mô đun 𝑌 𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2,5) = 1,0163
• 𝐾 𝑥𝐹 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn
Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
• 𝑍 𝑀 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng 𝑍 𝑀 = 274 (𝑀𝑃𝑎 1 3 )
• 𝑍 𝐻 : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
• 𝑍 𝜀 :hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang 𝜖 𝛼 và hệ số trùng khớp dọc 𝜖 𝛽
- 𝜀 𝛼 : hệ số trùng khớp ngang
- 𝜀 𝛽 : hệ số trùng khớp dọc
- 𝐾 𝐻𝛽 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ( đã xác định ở mục 3) 𝐾 𝐻𝛽 = 1,03
- 𝐾 𝐻𝛼 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13
- 𝐾 𝐻𝑣 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
4,308 = 2,23 (𝑚/𝑠) Trong đó theo bảng 6.15[1], 𝛿 𝐻 = 0,002, theo bảng 6.16[1], 𝑔 𝑜 = 73
𝑏 𝑤 = 𝜓 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 = 0,3.175 = 52,5 (mm) Làm tròn ( số nguyên ) 𝑏 𝑤 = 53(𝑚𝑚)
• 𝑑 𝑤1 :đường kính vòng lăn (đã tính ở mục 5) 𝑑 𝑤1 = 65,938 (𝑚𝑚)
Ta tính lại bề rộng vành răng:
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
• [𝜎 𝐹1 ] và [𝜎 𝐹2 ] là ứng suất uốn cho phép đã tính ở mục 5
• 𝐾 𝐹 : hệ số tải trọng khi tính về uốn
Hệ số K_Fβ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 với giá trị 𝜓_b𝑑 = 0,84 và sơ đồ bố trí số 6, ta tính được K_Fβ = 1,034.
- 𝐾 𝐹𝛼 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37
- 𝐾 𝐹𝑣 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
4,308 = 6,7 Trong đó theo bảng 6.15[1], 𝛿 𝐹 = 0,006, theo bảng 6.16[1], 𝑔 𝑜 = 73
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:
Một số thông số khác của cặp bánh răng trụ răng nghiêng
65,938 = 4225,5 (𝑁) Lực hướng tâm: 𝐹 𝑟1 = 𝐹 𝑟2 = 𝐹 𝑡1 tan 20 cos 9,701 = 1560,3 (N) Lực dọc trục: 𝐹 𝑎1 = 𝐹 𝑎2 = 𝐹 𝑟1 tan 𝛽 = 4225,5 tan 9,701 = 722,4 (𝑁)
Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:
Thiết kế trục và chọn then
Thiết kế trục I và chọn then
❖ Thông số đầu vào để tính trục I:
-Công suất truyền của trục 1: P1.153 kW
-Mô-men xoắn trục 1: T19312 Nmm
-Mômen xoắn của trục 2: T2= 576333,870 Nmm
4.1.2 Đường kính sơ bộ của trục:
Tại vị trí lắp bánh đai:
- Vì tại vị trí này có mối lắp then nên 𝑑 𝐴 = 32,86 +0,05 32,86 = 34,5 (mm)
- Theo tiêu chuẩn chọn 𝑑 𝐴 6 mm
4.1.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:
- Khoảng cách giữa các ổ lăn: l = 𝑙 1 + 2x+ w
• x = 10 mm – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc;
Suy ra: l = 60+2.10+40 = 120 mm - Khoảng cách f = 90 mm (f không nhỏ hơn 60÷90 khi T1 = 100÷200)
4.1.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :
- Lực vòng trên bánh dẫn: Ft = 4225,5N
- Lực hướng tâm trên bánh dẫn: Fr1 = 1560,3 N
- Lực trên bánh đai: Frd = 1605,9 N
Tìm các phản lực tác dụng lên trục :
Chọn chiều lực tác dụng lên trục như hình vẽ:
Moment tác dụng vào trục x:
Moment tác dụng vào trục y:
Từ biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C
Moment tương đương tại các vị trí:
Kiểm nghiệm lại đường kính tại các vị trí đã chọn:
Vì tại C có gắn thêm then nên:
Như vậy giá trị đường kính tại các vị trí đã chọn thỏa điều kiện
- Tại vị trí A (d6mm) ta chọn then có chiều rộng b mm, chiều cao h=8 mm, chiều sâu rãnh then trên truc t1=5 mm, chiều sâu rãnh then trên may ơ t2=3,3 mm
- Tại vị trí C (dBmm) ta chọn then có chiều rộng b mm, chiều cao h=8 mm, chiều sâu rãnh then trên truc t1=5 mm, chiều sâu rãnh then trên may ơ t2=3,3 mm
- Khi đó, tại vị trí C nguy hiểm nhất :
→ 𝜎 𝑚 =0 (Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng)
2.42 = 13569,29 𝑚𝑚 3 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều: τ 𝑎 = τ 𝑚 = τ
4.1.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:
Theo bảng 10.9, ta chọn Kσ = 1,75 với σb = 510 MPa ≤ 600 MPa và K𝜏 = 1,5
- Theo bảng 10.4, ta chọn 𝜀𝜎 = 0,84 và 𝜀𝜏 = 0,78
Giới hạn mỏi của vật liệu :
Xác định hệ số an toàn tại B:
Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa
4.1.8 Kiểm nghiệm độ bền then:
Với đường kính trục d = 36 mm, chúng ta chọn then có kích thước mặt cắt ngang bxh = 10x8 mm Chiều sâu rãnh then trên trục là t1 = 5 mm và trên mayơ là t2 = 3,3 mm Chiều dài then được chọn là l = 56 mm.
- Chiều dài l= 0,8.B = 0,8.63 = 50,4 mm (chọn tiêu chuẩn lP mm)
- Kiểm tra độ bền dập :
0,4.8.36 (50 − 10)= 6,47 𝑀𝑃𝑎 -Kiểm tra độ bền cắt : τ 𝑐 = 𝐹
Vị trí lắp bánh răng :
Với trục có đường kính 42 mm, chúng ta lựa chọn then bằng có kích thước mặt cắt ngang 12x8 mm Chiều sâu rãnh then trên trục là 5 mm và trên mayơ là 3,3 mm, cùng với chiều dài của then là 100 mm.
- Kiểm tra độ bền dập :
-Kiểm tra độ bền cắt : τ 𝑐 = 𝐹
Thiết kế trục II và chọn then
Ta có : Ttt = kT=1,25 576,33 r0.,41 Mpa
Với k là hệ số chế độ làm việc
4.2.2 Đường kính sơ bộ của trục:
= 52,75 (𝑚𝑚) Theo tiêu chuẩn chọn: 𝑑 𝐴 = 55 (mm)
- Theo bảng 11.6 sách bài tập, ta chọn nối trục đàn hồi:
Kiểm tra độ bền dập chốt và cao su :
8.140.18.36 = 1,99 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝑑 ] = 2 ÷ 3 MPa Kiểm tra độ bền uốn:
= 60 ÷ 80 Mpa Lực tác dung lên trục tại khớp, nối trục :
- Chọn nối trục vòng đàn hồi
- Lực vòng tác dụng qua các tâm chốt :
170 = 6780,4 (𝑁) -Lực tác dụng lên trục:
4.2.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:
Khoảng cách giữa các ổ lăn: l = l1 + 2x+ w
• x = 5 mm – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
4.2.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :
- Lực vòng trên bánh dẫn: Ft = 4225,5N
- Lực hướng tâm trên bánh dẫn: Fr1 = 1560,3 N
𝐷 0 Suy ra độ lớn của lực nối trục là:
Tìm các phản lực tác dụng lên trục :
Moment tác dụng vào trục y:
Từ biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B1
Moment tương đương tại các vị trí:
Kiểm nghiệm lại đường kính tại các vị trí đã chọn:
Như vậy giá trị đường kính tại các vị trí đã chọn thỏa điều kiện
4.2.5 Chọn then cho trục II:
-Tại vị trí B (de mm) ta chọn then có chiều rộng b mm, chiều cao h mm, chiều sâu rãnh then trên truc t1=8 mm, chiều sâu rãnh then trên may ơ t2=5,4 mm
- Khi đó, tại vị trí B1 nguy hiểm nhất :
→ σm=0 (Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng)
94292,7 = 6,1 MPa Với mômen cản xoắn:
2.65 = 50323,6 mm 3 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:
4.2.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:
- Theo bảng 10.9, ta chọn Kσ = 1,75 với σb = 510 MPa ≤ 600 MPa và K𝜏 = 1,5
- Theo bảng 10.4, ta chọn 𝜀 𝜎 = 0,73 và 𝜀 𝜏 = 0,72.
- Giới hạn mỏi của vật liệu :
- Xác định hệ số an toàn tại B :
Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện B được thỏa
4.2.8 Kiểm nghiệm độ bền của then:
Với đường kính trục 65 mm, chọn then bằng có kích thước mặt cắt ngang 18x11 mm, chiều sâu rãnh then trên trục là 8 mm và trên mayơ là 5,4 mm, chiều dài then được chọn là 100 mm.
- Kiểm tra độ bền dập : σd = 𝐹
0,4.11.65.(100−18) I,2 MPa σd < d =130 180 MPa (chế độ làm việc trung bình)
- Kiểm tra độ bền cắt :
18.65.100 = 9,85 MPa < [𝜏 𝑐 ] = 90 MPa (va đập nhẹ)
Thiết kế ổ lăn cho trục
Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục I
-Số vòng quay: nIi6 vg/phút
Thiết kế ổ lăn trên trục I
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Tải trọng tác dụng lên ổ D:
- Vì F rB F r D nên tính toán theo FrB
1.2795,1= 0,26 < 0,3 (Do vòng trong của ổ lăn quay nên chọn hệ số V =1 ) nên ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy
Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục được xác định lần lượt là X=1 và Y=0 khi 𝑉𝐹 𝑟𝐵 < emin = 0,3 Đường kính trong d @mm dẫn đến việc hai chữ số cuối của ký hiệu ổ lăn là 40.
- Ta chọn trước cỡ ổ nhẹ có kí hiệu 46208 có [ C ] = 28900 N, C0 = 21700 N (phụ lục 9.3 - sách bài tập), = 12 0
- Thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
- Vì S1 > S2 và Fa > 0 do đó tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên trái ( bảng11.1 )
- Đối với ổ phải: Fa2 = S1 + Fa = 950,3+ 722,4 = 1672,7 N
Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn
Hệ số 𝐾 𝜎 = 1 do tải trọng tĩnh , 𝐾 𝑡 = 1 do, và 𝑉 = 1 do do vòng trong quay
5.1.1 Tải trọng động quy ước:
5.1.2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
5.1.3 Khả năng tải động tính toán:
Vì 𝑪 𝒕𝒕 < [C]= 30400 N nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ ổ nhẹ là hợp lý
Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm C, N C0, N r
5.1.5 Tính toán lại tuổi thọ làm việc:
6 1426,0960.696 = 34149,66 ( giờ ) → Thỏa mãn yêu cầu
Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục II
-Số vòng quay: nII1,56 vg/phút
Thiết kế ổ lăn trên trục II
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Tải trọng tác dụng lên ổ D:
Vì FrA > FrC nên tính toán theo FrA Đường kính trong d ` mm,suy ra 2 chữ số cuối của kí hiệu ổ lăn là 12
Do có lực dọc trục nên ta chọn trước là ổ bi đỡ 1 chặn, kí hiệu là 212, cỡ ổ là cỡ nhẹ lúc đầu của ông là d = 60 nên ký hiệu là 46212
Thông số loại ổ này là: [C]= 45,4 kN, [C0 ] = 36,8 kN (tra bảng phụ lục trang
1.5645,9 = 0,128 < emin = 0,3 nên ta suy ra hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục lần lượt là X=1, Y=0
5.2.2 Tải trọng động quy ước:
5.2.3 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
5.2.4 Khả năng tải động tính toán:
Vì 𝐶 𝑡𝑡 < [C]= 45400 N nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ ổ nhẹ là hợp lý
Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm C, N C0, N r
5.2.5 Tính toán lại tuổi thọ làm việc:
6 519,95860.161,56 = 53639,31( giờ ) → Thỏa mãn yêu cầu