TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ DẪN ĐỘNG
Chọn động cơ điện
3 Hộp giảm tốc bánh răng côn
4 Cặp bánh răng hở hình trụ
1.1.1.Xác định công suất cần thiết
- Hiệu suất tổng của toàn bộ hệ thống: η t = η kn η ol 3 η rc η rt = 1 0,99 3 0,97 0,95 ≈ 0,89
- Trong đó hiệu suất các bộ truyền ta chọn từ (Bảng 2.3 [1]tr 19): η kn = 1: hiệu suất khớp nối. η ol = 0,99: hiệu suất của một cặp ổ lăn. η rc = 0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn. η rt = 0,95: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ điện
- Số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000.v = 60000 0,8 ≈ 63,66 (vòng/phút). πDD πD 240 n lv : số vòng quay trục công tác
- Chọn tỉ số truyền: u hgt = 3 (tỉ số truyền hộp giảm tốc) ung = 5 (tỉ số truyền bộ truyền ngoài – răng trụ)
- Tỷ số truyền sơ bộ: u sb = u hgt u n = 5 3 = 15
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ n là: n = n lv u ht = 63,66.16 ≈ 954.9 (vg/ph)
Kiểu động cơ Công suất Vận tốc cos φ η % Tmax Tk quay Tdn Tdn
Tính toán động học
1.2.1 Xác định tỉ số truyền hệ thống uht n c đc
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền Vì u ht ≈ u sb nên sẽ lấy tỉ số truyền giống với ban đầu u hgt = 3 (tỉ số truyền hộp giảm tốc) u ng = 5 (tỉ số truyền bộ truyền ngoài – răng trụ)
1.2.3 Xác định công suất, số vòng quay và mômen trên các trục ucd
- Công suất trên các trục
Công suất trên trục Ⅱ của hộp giảm tốc:
Công suất trên trục Ⅰ của hộp giảm tốc:
Công suất trên trục động cơ:
- Số vòng quay và trên các trục n đc = 960 (vòng/phút) n Ⅰ = n đc = 960 (vòng/phút) nⅡ = n Ⅰ = 960 = 320 (vòng phút) u hgt 3 n lv = n II = 320 = 64 (vòng/phút) ung 5
Trục Động cơ I II Làm việc
Số vòng quay n (vg/ph) 960 960 320 64
CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
BỘ TRUYỀN NGOÀI (BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG):
- Số vòng quay trục dẫn n Ⅱ = 320 ( ò / ℎú )
- Số vòng quay trục bị dẫn n lv = 64 ( ò / ℎú )
- Thời gian làm việc l h =5.300.2.8$.000 giờ
2 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu:
- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện với độ rắn ≈ 250 , giới hạn bền = 850 , giới hạn chảy ℎ = 580
- Bánh lớn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện với độ rắn theo điều kiện 1 = 2 + (10-
15) nên ta chọn 2 ≈ 235 , giới hạn bền = 750 , giới hạn chảy ℎ = 450
3 Số chu kì làm vi ệc cơ sở:
4.Số chu kỳ làm việc tương đương:
Số chu kỳ làm việc N HE = N FE = 60.n.c.L h
Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1
Vì N HE > N HO => K HL1 =K HL2 =1
Vì N FE > N FO => K FL1 =K FL2 =1
5 Giới hạn mỏi tiếp xúc và gi ới hạn uốn của các bánh răng: σ Hlim = 2HB +70 σ Hlim1 = 2HB 1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 σ Hlim2 = 2HB 2 +70 = 2.235 + 70 = 540 σ OFlim = 1,8.HB σ OFlim1 = 1,8.HB 1 = 1,8.250 = 450 σ OFlim2 = 1,8.HB 2 = 1,8.235 = 423
6 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
7 Ứng suất uốn cho phép:
S F = 1,75, bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1
Theo bảng 6.6 tài liệu [1] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ψ ba = 0,3 - 0,5 chọn ψ ba = 0,4 theo tiêu chuẩn khi đó: ψ bd = 0,53 ψ ba (u + 1) = 0,53.0,4.6 = 0,72
Theo bảng 6.7 tài liệu [1] K HB = 1,03 và K FB = 1,06
9 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:
Ta có m = (0,01 - 0,02) a w = 2,109 - 4,218 Theo tiêu chuẩn chọn m=2,5
12 Xác định hệ số dịch chỉnh:
Hệ số giảm đỉnh răng:
Tổng hệ số dịch chỉnh: x t = y + ∆ y = 6 + 1,325 = 7,325 x 1 = 0,5.[x t - (z 2 - z 1 ).y/z t ] = 0,5.[7,325 - (140 - 28).6/168] 1,6625 x 2 = x t - x 1 = 7,325 - 1,6625 = 5,6625
Góc ăn khớp: cosα t w = z t m.cosα/(2.a w ) = 168.2,5.cos(0)/(2.225) = 14 15 => α t w = 21°04
13 Thông số hình học: Đường kính vòng chia: d 1 = m.Z cos 1 β = cos(0) 2,5.28 = 70 mm d 2 = m.Z cos 2 β = 2,5.140 cos(0) = 350 mm Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2.(1 + x 1 - ∆y).m = 70 + 2.(1 + 1,6625 - 1,325).2,5 = 76,6875 mm d a2 = d 2 + 2.(1 + x 2 - ∆ y ).m = 350 + 2.(1 + 5,6625 - 1,325).2,5 = 376,6875 mm Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 - (2,5 - 2.x 1 ).m = 70 - (2,5 - 2.1,6625) = 70,825 mm d f2 = d 2 - (2,5 - 2.x 2 ).m = 350 - (2,5 - 2.5,6625) = 358,825 mm
Chiều rộng vành răng: b w =ψ ba a w = 0,4.225 = 81,6 mm
Góc prôfin răng: α = 20° theo TCVN 1065-71 α t = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan20/cos0) = 20°
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σ = Z Z Z √
Z M = 274 MPa : hệ số kế đến cơ tính của vật liệu, theo bảng 6.5 [1]
Z H = √2 cosβ b /sin2α tw β b = arctan (cosα t tanβ) = arctan [cos(20).tan(0)] = 0 α tw = 21°04
K H = K Hβ K Hα K Hv = 1,18.1.1,29=1,52: hệ số tải trọng khi tiếp xúc
K Hα =1 (do là bánh răng thẳng)
Hβ Hα d w1 = d 1 + [2y/(z 1 + z 2 )] d 1 = 70 + [2.6/(28 + 140)].70 = 75 v = π.d w1 n 1 /6000 = π.75.320/6000 ,57 theo bảng 6.13 trang 106 chọn cấp chính xác bằng 6 v H = σH.g o v √aw /u = 0,006.38.12,57 √210/5 = 18,57
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: σ F1 =
Theo bảng 6.7 [1] trang 98 , chọn K FB =1,38
Vì là bánh răng thẳng chọn K FA = 1 v F = σ F g o v √a w /u = 0,016.38.12,57 √210/5 = 49,53
Chiều rộng vành răng b w = 81,6 mm
Tỉ số truyền Tỉ số truyền
Hệ số dịch chỉnh X 1 = 7,325 X 2 = 1,6625 Đường kính vòng chia d 1 = 70 mm d 2 = 350 mm Đường kính đỉnh răng d a1 = 76,6875 mm d a2 = 376,6875 mm Đường kính đáy răng d f1 = 70,825 mm d f2 = 358,825 mm
BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC (BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG):
- Số vòng quay trục dẫn n = 960 ( ò / ℎú )
- Số vòng quay trục bị dẫn n II = 320 ( ò / ℎú )
- Thời gian làm việc l h =5.300.2.8$.000 giờ
2 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu:
- Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện với độ rắn ≈ 250 , giới hạn bền = 850 , giới hạn chảy ℎ = 580
- Bánh lớn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện với độ rắn theo điều kiện 1 = 2 + (10-
15) nên ta chọn 2 ≈ 235 , giới hạn bền = 750 , giới hạn chảy ℎ = 450
3 Số chu kì làm vi ệc cơ sở:
4.Số chu kỳ làm việc tương đương:
Số chu kỳ làm việc N HE = N FE = 60.n.c.L h
Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1
Vì N HE > N HO => K HL1 =K HL2 =1
Vì N FE > N FO => K FL1 =K FL2 =1
5 Giới hạn mỏi tiếp xúc và gi ới hạn uốn của các bánh răng: σ Hlim = 2HB +70 σ Hlim1 = 2HB 1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 σ Hlim2 = 2HB 2 +70 = 2.235 + 70 = 540 σ OFlim = 1,8.HB σ OFlim1 = 1,8.HB 1 = 1,8.250 = 450 σ OFlim2 = 1,8.HB 2 = 1,8.235 = 423
6 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
7 Ứng suất uốn cho phép:
S F = 1,75, bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1
8 Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài Chiều dài côn ngoài thiết kế
K R = 0,5 K d = 0,5.100 = 50 MPa 1/3 (Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép K d = 100 MPa 1/3 )
R e = 50 √3 2 + 1 √58156,78.1,09/[(1 − 0,25) 0,25.3 490,91 2 ] = 122,73 mm\ Đường kính chia ngoài thiết kế
9 Xác định thông số ăn khớp
Có d e1 dò bảng 6.22 ta có z 1p = 19
Vì độ rắn mặt răngv ≤ HB 350, suy ra z 1 = 1,6 z 1p = 1,6.19 = 30,4 làm tròn 31 răng Đường kính trung bình và môđun trung bình: d m1 = (1 − 0,5 K be )d e1 = (1 – 0,5.0,25).77,62 = 67,92 mm m tm = d m1 /z 1 = 67,92/31 = 2,19 mm
Xác định môđun: m te = m tm /(1 − 0,5 K be ) = 2,19/(1 – 0,5.0,25) = 2,5 mm Theo bàng 6.8 chọn được m te = 2,5; tính lại d m1 và m tm : m te = m tm /(1 − 0,5 K be ) suy ra m tm = 2,19 m tm = d m1 /z 1 suy ra d m1 = 67,81 mm d m2 = d m1 d e2 /d e1 = 67,81.232,5/77,5 = 203,43 mm
Góc chia côn: δ δ 1 = arctg(z 1 /z 2 ) = arctg(31/93) = 18,435° δ 2 = 90 − δ 1 = 71,565°
Theo bảng 6.20 ta chọn x 1 = 0.3 và x 2 = -0.3
= 0,5.2 √31 2 + 93 2 = 98,03 mm Đường kính chia ngoài:
22 de1 = mte z1 = 2,5.31 = 77,5 mm d e2 = m te z 2 = 2,5.93 = 232,5 mm
Chiều cao răng ngoài: h t e = cosβ = cos(0) = 1 c = 0,2.m t e = 0,2.2,5 = 0,5 h e = 2 h te m te + c = 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài: h ae1 = (h t e + x 1 cosβ).m t e = (1 + 0,3.1).2,5 = 3,25 mm h ae2 = 2 h te m te − h ae1 = 2.1.2,5 – 3,25 = 1,75 mm
Chiều cao chân răng ngoài: h fe1 = h e − h ae1 = 5,5 – 3,25 = 2,25 mm h fe2 = h e − h ae2 = 5,5 – 1,75 = 3,75 mm Đường kinh đỉnh răng ngoài: d ae1 = d e1 + 2 h ae1 cosδ 1 = 77,5 + 2.3,25.cos(18,435°) = 83,67 mm d ae2 = d e2 + 2 h ae2 cosδ 2 = 232,25 + 2.1,75.cos(71,565°) = 233,36 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ε √2 T 1 K H √u 2 + 1/(0,85 b d m1 2
Z M = 274 Mpa: hệ số kế đến cơ tính của vật liệu, theo bảng 6.5 [1] Theo bảng 6.12 và x 1 + x 1 = 0 chọn Z H =
K H = K Hβ K Hα K Hv = 1,09.1.1,18=1,29: hệ số tải trọng khi tiếp xúc
K Hα = 1 (do là bánh răng thẳng) v = π.d m1 n 1 /6000 = π.67,92.960/60000 = 3,41 m/s theo bảng 6.13 trang 106 chọn cấp chính xác bằng 8 v H = δ g o v = 0,006.56.3,41 √67,92.(3 + 1)/3 = 10,9
Theo bảng 6.15 chọn δ H = 0.006, bảng 6.16 chọn go = 56 vH.b.dm1 10,9.30,68.67,92
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 /(0,85 b m nm d m1 ) ≤ [σ F1 ] σ F2 = σ F1 Y F2
Vì là bánh răng thẳng chọn K Fα = 1
Theo bảng 6.15 chọn δ F = 0.016, bảng 6.16 chọn g o = 56 v F = δ
Chiều dài côn ngoài R e = 98,03 mm
Chiều rộng vành răng b = 24,51 mm
Số răng bánh răng z 1 = 31 răng z 2 = 93 răng
Hê số dịch chỉnh chiều cao x 1 = 0.3 mm x 2 = −0.3 mm Đường kính chia ngoài d 1 = 77,5 mm d 2 = 232,5 mm
Góc côn chia δ 1 = 18,435° δ 2 = 71,565° Chiều cao răng ngoài h e = 5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h ae1 = 3,25 h ae2 = 1,75 Chiều cao chân răng ngoài h fe1 = 2,25 h fe2 = 3,75 Đường kính đỉnh răng ngoài d ae1 = 83,67 mm d ae2 = 233,36 mm
CHƯƠNG III THIẾT KẾ CÁC TRỤC, TÍNH VÀ CHỌN THEN
I Tính toán thiết kế các trục: Thông số đầu vào:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cait thiện có σ b = 850 MPa, 2 Vẽ sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục
3 Sơ bộ đường kính từng trục
Trục 1 : 1 = 25 mm ; chiều rộng ổ lăn 01 = 17 mm
Trục 2 : 2 = 35 mm ; chiều rộng ổ lăn 02 = 21 mm
- Các kích thước liên quan đến chiều dài trục :
1 = 10 mm : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp hoặc giữa các chi tiết quay.
2 = 5 mm : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
3 = 10mm : Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ.
ℎ = 15mm : chiều cao nắp ổ và đầu bulông
4 Tính chiều dài các trục: Chiều dài mayơ nửa khớp nối: l m12 = (1,4 2,5).d 1 = (1,4 2,5).25 = 35 62,5
Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: l m13 = (1,2 1,4).d 1 = (1,2 1,4).25 = 30 35
Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn: l m23 = (1,2 1,4).d 2 = (1,2 1,4).35 = 42 49
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ: l m22 = (1,2 1,5).d 2 = (1,4 2,5).35 = 25,2 31,5
+ l 21 = 2.l 22 + d m1 = 2.43 + 67,92 = 153,92 mm Phân tích lực tác dụng: Bánh răng côn răng thẳng:
Bánh răng trụ răng thẳng:
Tính lực tác dụng lên trục 1:
Cân bằng momen: ƩM A x = AB.R y1 + AC.R y2 – AD.F r1 + M 1 = 0
R y1 = -237,73 N (đổi lại chiều lực tác dụng) R y2 = 830,01 N
Cân bằng momen: ƩM D y = - AD.F kn – BD.R x1 – CD.R x2 = 0
R x1 = -1800,86 N (đổi lại chiều lực tác dụng)
Mô men uốn tại trục I
Mô men tại các tiết diện là:
Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục tính theo công thức :
M td 3 = 0,75.T I 2 = 54683,15(Nmm) Đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: d M
= 3 68398,86 0,1.63 " mm => lấy d 1 = 25 mm Tại tiết diện 0 => d 0 = 0 mm => lấy d 0 = 25 mm
Vậy: d 1 = 25 mm ( lắp ổ lăn) d 0 = 25 mm ( lắp ổ lăn) d 2 = 30 mm ( lắp bánh răng) d 3 " mm (lắp khớp nối)
Tính lực tác dụng lên trục 2:
Cân bằng momen: ƩM A x = -AB.F r2 + AC.R y4 – AD.F r3 - M 2 = 0
R y3 – 189,58 + 2813,66 - 1721 = 0 => R y3 = -903,08 (đổi lại chiều lực tác dụng)
Cân bằng momen: ƩM A y = AB.F t 1 – AC.R x4 – AD.F t 3 = 0
R x3 + 1715,29 + 4697,61 – 4467,84 = 0 => R x3 = -1945,06 (đổi lại chiều lực tác dụng) Đối với Mx:
Tại 6 (z = l 11 -l 12 = 65) => M x3 = -101283,325 Nmm Đối với My:
Tại 5 (z = l 2c = 78) => M y2 = -225700,8 Nmm Tại 6 (z = l 22 + l2c = 148) => M y2 = -25525,5 Nmm Xét đoạn 4-6(3-3)
Mô men tại các tiết diện là:
Tại tiết diện 4 M x =0 Nmm M y =0 Nmm
Tại tiết diện 6 M x = -101283,325 Nmm M y = -25525,5 Nmm
Tại tiết diện 5 M x = 130306,8 Nmm M y = -225700,8 Nmm
Tại tiết diện 7 M x = 0 Nmm M y = 0 Nmm
Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục tính theo công thức:
Tổng mô men tại các tiết diện:
M = M 2 + 0,75.T 2 = 366507 ,07( Nmm ) td 6 5 II Đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: d = 3
= 3 126072,62 0,1.63 A,10mm => lấy d 1 = 45 mm Tại tiết diện 4 => d 4 = 0 mm => lấy d = 45 mm
Vậy: d 5 = 45 mm ( lắp ổ lăn) d 4 = 45 mm ( lắp ổ lăn) d 6 = 52 mm ( lắp bánh răng côn) d7= 40mm ( lắp bánh răng trụ)
Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục.
Với d 3 = 22 (mm) tra bảng 9 -1a tập 1 có: b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 =3,5 mm.
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt d = 2.T d ;
Trong đó dứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 dạng lắp cố định và điều kiện làm việc tĩnh) c ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì:
150( Mpa ) ( với vật liệu là thép,
Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
Với d 2 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt d 2.T d ; d.l t ( h − t 1 ) c = 2.T c d.l b t
Trong đó d ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 d = 150( Mpa ) c ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng tĩnh thì: c = (60 90) = 90( Mpa ) c
Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn.
Với d 7 = 40 (mm) tra bảng 9-1a tập 1, b (mm) ; h= 10(mm) ; t 1 =4 mm
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt.
Với d 6 = 52 (mm) tra bảng 9-1a tập 1, b (mm) ; h= 10(mm) ; t1 =6mm
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt. d = 2.405655,92
Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn.
4.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. s s
Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5. s j - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j s j = −1
K aj mj dj s j - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j. s j Trong đó :
-1, -1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó. m = 0 ; max= a = M
• W 0 là mô men cản uốn.
• M 2 là mô men uốn tổng tại tiết diện 2 : M 2 = 113593,03
Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. m = a= = Tj max11 w
• W 0j là mô men cản xoắn:
• T 2 là mô men a xoắn tác dụng lên
, - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 , = 0
K d , K d Hệ số xác định theo công thức sau:
Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được: K x = 1,06
K y – Hệ số tăng bền bề mặt, với b = 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được K y = 1,7 (tập trung ứng suất ít)
• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngónhệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54 •
Theo bảng 10.10 ta chọn = 0,88 và = 0,81
Như vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Thiết diện 5-5 và thiết diện 6-6 là những trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số hiểm thoả mãn điều kiện sau. thiết diện nguy hiểm Kết cấu an toàn tại các tiết diện nguy
Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5. s - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. s = K s - Hệ
+ m số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j. s −1
Trong đó : -1 , -1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. m = 0 ; max = a = M
• W 7 là mô men cản uốn ( trục có 2 rãnh then):
• M 7 là mô men tổng tại tiết diện 7: M7= 351308,37
Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. m = a = Với:
• T 7 mô men xoắn tác dụng lên trục II: T 7 = 405655,96
, - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 , = 0.
K d , K d –Hệ số xác định theo công thức sau:
K x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được K x = 1,06
K y – Hệ số tăng bền bề mặt, với b = 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được k y 1,7 ( tập trung ứng suất ít)
• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngónhệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54
• Theo bảng 10.10 ta chọn = 0,88 và = 0,81
Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. m = 0 ; max = a Trong đó
• W 5 là mô men cản uốn ( trục có 2 rãnh then)
• M 5 là mô men tổng tại tiết diện 5: M 5 = 260616,0265
= 41,53 Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.
• T 5 mô men xoắn tác dụng lên trục II : T 5 = 405655,96
, - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 , = 0.
K d , K d – Hệ số xác định theo công thức sau:
K x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được K x = 1,06
K y – Hệ số tăng bền bề mặt, với b = 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được k y 1,7 ( tập trung ứng suất ít)
• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngónhệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54 • Theo bảng 10.10 ta chọn = 0,88 và = 0,81
• Đối với tiết diện 6: d= 52 mm
Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. m = 0 ; max = a = M
• W 6 là mô men cản uốn ( trục có 2 rãnh then):
• M 6 là mô men tổng tại tiết diện 6: M 6 = 104450,29
Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. m = a = Với
• T 6 mô men xoắn tác dụng lên trục II: T 6 = 405655,96
, - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 , = 0.
K , K –Hệ số xác định theo công thức sau:
K x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được K x = 1,06
K y – Hệ số tăng bền bề mặt, với b = 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được k y 1,7 ( tập trung ứng suất ít)
• Theo bảng 10.12 ta dùng dao phay ngónhệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then ứng với vật liệu có b = 600 MPa ta chọn K = 1,76 và K = 1,54 •
Theo bảng 10.10 ta chọn = 0,88 và = 0,81
K d2 = ( K / + K x – 1 )/K y =(1,76/0,88+1,06-1)/1,7=1,212 K dj = ( K / + K x – 1 )/K y =(1,54/0,81+1,06-1)/1,7= 1,54 s j K dj aj s j K dj aj
→ Trục II thỏa mãn độ bền mõi
Chương 5 : CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI 5.1 Tính cho trục I
Theo phần trục đã tính ta có :
• Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn.
=> Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ.
• Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0
5.1.3 Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.
• Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn d = 25 (mm), đối với trục I ta dùng ổ bi đỡ, tra bảng P2.7 trang 254 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn được ổ lăn kí hiệu 305 có các kích thước sau: d = 25 (mm), D = 62 (mm), B = 17(mm), r = 2 (mm), C = 17,6 (KN), C 0 11,6(KN).
Chọn ổ theo khả năng tải động
• Số vòng quay của trục I: n
1458(v/p), khả năng tải động C dđược tính theo
Trong đó m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 (bánh răng trụ thẳng) L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
L h Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ L h 000 giờ
L = 60.1458.10 -6 11000 = 962,28 triệu vòng Xác định tải trọng động quy ước
Với F a =0 theo công thức 11.3 ,tải trọng quy ước Q=X.V.F r k t k đ
V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay
→V=1 K t Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ K t = 1
K đ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1 K đ = 1( tải trọng tĩnh)
• Khả năng tải động của ổ:
C d < C = 17,6 (KN) Vậy điều kiện bền theo tải động được thoả mãn.
Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh
Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh:
X 0 hệ số tải trọng hướng tâm
Y 0 hệ số tải trọng dọc trục Tra bảng 11.6-trang 221 chọn X 0 = 0,6 Y0= 0,5 Thay vào công thức:
Q t = 0,6.1750,14+0,5.0 =1,05
