Đồ án thiết kế đề số 11 phương án 18 thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG

3

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 4

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ điện 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

1.3 Xác định công xuất , moomen và số vòng quay trên các 6

PHẦN 2: TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 8

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 8

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng 12

PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC , THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN 24

3.1 Tính toán thiết kế trục và then .24

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Thạnh, các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Hoàng Long

5

ĐỀ SỐ 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Số liệu thiết kế của phương án 18:

 Công suất trên trục thùng trộn, P(KW): 5,1  Số vòng quay trên trục thùng trộn,n(v/p): 34  Thời gian phục vụ,L(năm) : 4

 Quay một chiều, làm việc 4 năm, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 352 ngày, ngày làm 2 ca,1 ca làm việc 8 giờ)  Chế độ tải:t1=47 ,t2=38 ,t3=58 ,T1=T,T2=0.2T,T3=0.4T

Trong đó hiệu suất các bộ truyền ta chọn từ Bảng 3.3 của tài liệu [3]:

d 0,95 : hiệu suất của bộ truyền đai

: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp : hiệu suất của một cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn) : hiệu suất nối trục đàn hồi

: hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiên

Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang : ud = 3,4 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp : uh = 12 Do đó số vòng quay đồng bộ của động cơ:

nsb  nlvuch  34.40,8  1387vg / ph

 3,4

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb  1224vg / ph

Động cơ được chọn phải thỏa mãn các điều kiện sau:

Theo Bảng P1.3, Phụ lục của tài liệu [1] với ta chọn động cơ sau có thông số sau:

 Bộ truyền đai thang:

Tỉ số truyền đai thang được tính lại là ud  uch

uhgt  41,9

12,1  3, 4

1.3 Xác định công xuất , moomen và số vòng quay trên các :

Tính toán công suất trên trục:

d

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

Công suất truyền: P=6,58 kW

Theo (hình 4.22 - trang 152-tài liệu [3] ) chọn số hiệu đai là A

Bảng 2.1 : Thông số chọn loại đai

bp,mm bo,mm h,mm y2,mm A,mm2 Chiều dài

Suy ra a = 729,111 mm Kiểm nghiệm theo công thức

thấy khoảng cách trục thỏa mãn

2.1.1.5 Số vòng chạy i của đại trong 1 giây 2.(d1  d2 )  a  0,55.(d1  d2 )  h ta - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0,9 ( do dao động nhẹ) - Hế số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

6 6

Ta chọn z=4 đai (thỏa điều kiện chọn ban đầu)

2.1.1.8 Định các kích thước chủ yếu của đai:

2.1.1.9 Lực căng đai ban đầu:

Lực căng do lực li tâm sinh ra : 𝐹𝑣 = 𝑞𝑚𝑣2 = 0,178 13,432 =32,1 N (với 𝑞𝑚 = 0,178 kg/m

Bảng 2.2 : Thông số bộ truyền đai thang, mm:

Thông số Kí hiệu Giá trị

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng

2.2.1 Các thông số kỹ thuật:

+ Thời gian phục vụ: 4 năm;

+ Quay 1 chiều, tải trọng tĩnh,352 ngày/ 1 năm, 2 ca/1 ngày,8 tiếng /1 ca Suy ra 𝐿

+ Cặp bánh răng cấp chậm ( bánh răng trụ răng thẳng): Tỉ số truyền: ubrt= 2,97 ;

Số vòng quay trục dẫn: n56=103.48 (vòng/phút); Moment xoắn T trên trục dẫn : T3= 521,43 (N.mm); + Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng): Tỉ số truyền: ubrn= 4,05;

Số vòng quay trục dẫn :n12= 419,11 (vòng/phút); Moment xoắn T trên trục dẫn:T1= 141,047 (N.mm);

2.2.2 Xét cặp bánh răng cấp chậm ( bánh răng trụ răng thẳng- bánh răng 5,6):

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:

Tra bảng 6.1 trang 92, tài liệu [1]

Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB

[𝜎𝑏] (MPa)

[𝜎𝑐ℎ] (MPa) Bánh chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 241÷285 850 580

Bánh bị động Thép 45 Tôi cải thiện 192÷240 750 450 Độ rắn 𝐻𝐵1 = 245 ; Độ rắn 𝐻𝐵2 = 230

1.1.1.1 Xác định các thông số cho phép:

Theo bảng 6.2 trang 93 tài liệu [1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 thì giới hạn mỏi tiếp xúc 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚𝑜 và mỏi uốn 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚𝑜 cho phép:  Số chu kì làm việc cơ sở:

Theo công thức (6.5) trang 93 tài liệu [1]: 𝑁𝐻𝑜 = 30𝐻𝐻𝐵2,4 ; do đó: 𝑁𝐻𝑜1 = 30𝐻𝐻𝐵2,4 = 30  2452,4 = 1,6  107 𝑁𝐻𝑜2 = 30𝐻𝐻𝐵2,4 = 30  2302,4 = 1,39  107

𝐿 = 4 × 2 × 352 × 8 = 22528 giờ 𝑁𝐻𝑜: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc  Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC Theo công thức (6.7) trang 93 tài liệu [1]: 𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐 ∑ ( 𝑇𝑖

Ta có: 𝑁𝐹𝑂 - số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; 𝑁𝐹𝑂 = 4 × 106 đối với tất cả các loại thép  Ứng suất quá tải cho phép:

Theo công thức 6.13 và 6.14, trang 95 tài liệu [1]

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Tra bảng 6.5 trang 96, tài liệu [1] có 𝐾𝑎 = 43 MPa1⁄3 ;𝑏𝑎 = 0,3 (bảng 6.6 – hộp giảm tốc phân cấp nhanh) Theo bảng 6.16 𝑏𝑑 = 0,5𝑏𝑎(𝑢 + 1) = 0,5 × 0,3 × (3,58 + 1) = 0,687 ; do đó theo bảng 6.7, 𝐾𝐻𝛽1 = 1,07 (sơ đồ 3)

Lấy khoảng cách trục tiêu chuẩn 𝒂𝒘𝟏 = 𝟏𝟔𝟎 𝐦𝐦 1.1.1.2 Xác định các thông số ăn khớp

𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤1 = 1,6 ÷ 3,2

Tra bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn modun pháp 𝒎𝒏 = 𝟐,5

Chọn sơ bộ 𝛽 = 35° (bánh răng nghiêng HGT phân đôi) Số răng bánh nhỏ theo 6.31 tài liệu [1]:

(với 𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp)

𝑍𝜀: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC Do đó, theo công thức (6.36c) tài liệu [1]:

𝐾𝐻𝛽 = 1,07: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7 tài liệu [1]) ; tra theo bảng 6.6 tài liệu [1], với 𝑏𝑑 = 0,73

Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

Với bánh răng nghiêng 𝑣 = 1,38 m/s < 2 m/s , theo bảng 6.13 [1], chọn CCX 8 ; với 𝑣 = 1,38 m/s < 2 m/s, theo bảng 6.14 [1] với CCX 9 chọn 𝐾𝐻𝛼 =

Với 𝛿𝐻 = 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 82: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng

Như vậy, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Theo (6.1) với 𝑍𝑣 = 0,85𝑣0,1 = 0,85 × 1,380,1 = 0,88, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám 𝑅𝑎 =

Kiểm nghiệm về độ bền uốn

 Điều kiện bền uốn:

Theo bảng 6.7 tài liệu [1], 𝐾𝐹 = 1,2 ; Với bánh răng nghiêng 𝑣 = 1,38 m/s < 10 m/s, CCX 9 nên theo bảng 6.14 [1], chọn 𝐾F = 1,37, theo (6.47) tài liệu (*) hệ

Với 𝛿𝐹 = 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 6.16 tài liệu [1])) Do đó theo công thức 6.46 Vậy độ truyền thỏa mãn độ bền uốn

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải:

𝐾𝑞𝑡 =𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 1 Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = [𝜎𝐻]√𝐾𝑞𝑡 = 470,7 × √1 = 470,7 MPa < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1260 Mpa Theo (6.49) tài liệu [1]:

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1𝐾𝑞𝑡 = 64,73 × 1 = 64,73 MPa < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 Mpa 𝝈𝑭𝟐𝒎𝒂𝒙 = 𝝈𝑭𝟐𝑲𝒒𝒕 = 𝟔𝟏, 𝟑𝟏 × 𝟏 = 𝟔𝟏, 𝟑𝟏𝐌𝐏𝐚 < [𝝈𝑭𝟐]𝒎𝒂𝒙= 𝟑𝟔𝟎 𝐌𝐩𝐚 Bảng kích thước và thông số bộ truyền cấp nhanh

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Tra bảng 6.5 trang 96, tài liệu [1] có 𝐾𝑎 = 49,5 MPa1⁄3 ;𝑏𝑎 = 0,4 (bảng 6.6 – hộp giảm tốc phân cấp nhanh) Theo bảng 6.16 𝑏𝑑 = 0,53𝑏𝑎(𝑢 + 1) = 0,53 × 0,3 × (2,97 + 1) = 0,78 ; do đó theo bảng 6.7, 𝐾𝐻𝛽2 = 1,03 (sơ đồ 7)

Lấy khoảng cách trục tiêu chuẩn 𝑎𝑤2 = 𝟐𝟓𝟎 mm

1.1.3 Xác định các thông số ăn khớp

𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤2 = 2,5 ÷ 5

Tra bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn modun pháp 𝑚𝑛 = 3 Số răng bánh nhỏ theo 6.31 tài liệu [1]:

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 𝐾𝐻 – hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo công thức (6.39) tài liệu [1]:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝑣

𝐾𝐻𝛽 = 1,02: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7 tài liệu [1]) ; tra theo bảng 6.6 tài liệu [1], với 𝑏𝑑 = 0,57

Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

Với bánh răng thẳng 𝑣 = 0,68 m/s < 2 m/s , theo bảng 6.13 [1], chọn CCX 9 ; với 𝑣 = 0,68 m/s > 2,5 m/s, theo bảng 6.14 [1] với CCX 9 chọn 𝐾𝐻𝛼 = 1,13

Theo công thức (6.42) tài liệu [1], ta có:

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 × 𝑔0 × 𝑣 × √𝑎𝑤2

𝑢𝑚 = 0,006 × 73 × 0,76 × √ 250

2,976= 3,05

Với 𝛿𝐻 = 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng

Theo (6.1) với 𝑍𝑣 = 0,85𝑣0,1 = 0,85 × 3.10,1 = 0.95, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám 𝑅𝑎 = 1,5μm do đó 𝑍𝑅 = 0,9; với vòng đỉnh bánh răng 𝑑𝑎 < 700 mm do đó 𝐾𝑥𝐻 = 1 do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻]𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 481.8 × 0,95 × 0,9 × 1 = 411.94 (2) Như vậy, từ (1) và (2) ta có: 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥 nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

Theo bảng 6.7 tài liệu [1], 𝐾𝐹 = 1,03 ; Với bánh răng thẳng 𝑣 = 0,76 m/s < 2,5 m/s, CCX 9 nên theo bảng 6.14 [1], chọn 𝐾F= 1,37, theo (6.47) tài liệu (*) hệ

Với 𝛿𝐹 = 0,016: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1])) Do đó theo công thức 6.46

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Vậy độ truyền thỏa mãn độ bền uốn.

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải:

Bảng kích thước và thông số bộ truyền cấp chậm

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất (điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả bánh răng)

Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ

Qui ước các kí hiệu

𝑘 ∶ số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

𝑖 ∶ số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng 𝑖 = 0 ; 1 ∶ các tiết diện trục lắp ổ

𝑖 = 2 𝑠 ∶ với s là số chi tiết quay

𝑙𝑘1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k 𝑙𝑘𝑖: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

𝑙𝑚𝑘𝑖: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục 𝑙𝑐𝑘𝑖: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

𝑏𝑘𝑖: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Vật liệu dùng làm trong thiết kế, chế tạo trục ở các hộp giảm tốc thường là thép 45 thường hóa Tra bảng 6.1, tài liệu [1] về cơ tính của một vật liệu, ta có  𝑏 = 600 MPa ; ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 12 ÷ 20 MPa

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

Tra bảng 10.3 tài liệu [1], có:

𝑘1 = 7 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

𝑘2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp 𝑘3 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ ℎ𝑛 = 15 mm : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

Đường kính các đoạn trục II với:

Tìm phản lực tại các gối đỡ: với

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

Đường kính các đoạn trục I với:

𝑀𝑡𝐴 = √𝑀𝑥𝑘𝑛2+ 𝑀𝑦𝑘𝑛2+ 0,75𝑇𝑘𝑛2 = 143123 Nmm

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

Đường kính các đoạn trục III:

Chọn và kiểm nghiệm then

Dựa theo bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then 𝑏 × ℎ theo tiết diện lớn

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

[𝑠]hệ số an toàn cho phép Thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [𝑠] = 2,5 … 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

𝑠𝜎, 𝑠𝜏: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp:

𝜎−1, 𝜏−1 : giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức

𝜎𝑏 = 850𝑀𝑃𝑎 : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 tôi cải thiện

𝐾𝜎 = 1,75 ; 𝐾𝜏 = 1,5: hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.8 tài liệu [2])

𝜎𝑎, 𝜎𝑚, 𝜏𝑎, 𝜏𝑚: biên độ và giá trị trung bình của ứng suất với 𝑊0 là moment cản xoắn, 𝑇 là moment xoắn

𝜓𝜎 = 0,05 ; 𝜓𝜏 = 0: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu - cacbon mềm (trang 361 tài liệu [2])

ε𝜎 ; ε𝜏: hệ số kích thước (bảng 10.3 tài liệu [2])

 1,7 : hệ số tăng bền bề mặt β (phun bi) – (bảng 10.4 tài liệu [2])

4.7.2 Độ bền tĩnh

Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh

Kích thước của chốt : Tra bảng 16.10b [1]

CHƯƠNG 6 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

Tính toán thiết kế và chọn ổ lăn cho trục I

Số vòng quay: 𝑛1 = 419,11(vg/ph ) Tải trọng tác dụng lên các ổ:

Thời gian làm việc : 𝐿ℎ = 22528 ℎ Lực dọc trục: 𝐹𝑎1 = 0 N

Do lực dọc = 0 trục nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy, chọn cỡ trung

Tra bảng P2.7 tài liệu [1] Chọn 𝑉 = 1 ứng với vòng trong quay (tài liệu [1] trang 214)

Chọn 𝑋 = 1 ; 𝑌 = 0 theo bảng 11.4 tải liệu [1] Tải trọng quy ước:

Tại tiết diện 10:

𝑄𝐵 = (𝑋𝑉𝐹10𝑅 + 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝑡𝐾𝜎 = (1 × 1 × 2961,14 + 0) × 1 × 1,2 = 3553,37 N Tại tiết diện 11:

𝑄𝐸 = (𝑋𝑉𝐹11𝑅 + 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝑡𝐾𝜎 = (1 × 1 × 1899,69 + 0) × 1 × 1,2 = 2279,63 N Với:

𝐾𝑡 = 1: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

𝐾𝜎 = 1,2: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ E chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ E