Bài tập lớn đề tài tính toán hệ dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY BÀI TẬP LỚN ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hu Thnh... Ta chọn đ

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

2 Tính toán thi t k b truy n ngoài c a HGT ế ế ộ ề ủ

3 Tính toán thi t k b truy n c a HGT ế ế ộ ề ủ

4 Tính toán thi t k 2 tr c c a HGT ế ế ụ ủ

3 H p gi m t c 1 c ộ ả ố ấp bánh răng trụ răng nghiêng

Hình 1: H dệ ẫn động xích tải Hình 2: Sơ đồ tải trọng

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1

1.1 Công su t trên trấ ục công tác 1

1.3 Công su t c n thi t trên trấ ầ ế ục động cơ 1

1.4 S ố vòng quay sơ bộ ủa động cơ c 1

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT K B TRUYẾ Ộ ỀN NGOÀI CỦA H P GIỘ ẢM

2 Tính toán thi t k các thông s ế ế ố đai 4

PHẦN III: TÍNH TOÁN THI T K C A B TRUY N C A H P GIẾ Ế Ủ Ộ Ề Ủ Ộ ẢM

1 Chọn vật li u ch tệ ế ạo bánh răng 8

1.1 Ch n v t 2 cọ ậ ấp bánh răng 8

1.2 Xác định ứng su t cho phépấ 8

2 Xác định thông s ố cơ bản c a b truy nủ ộ ề 11

2.1 Xác định sơ bộ kho ng cách tr cả ụ 11

2.2 Xác định các thông s ố ăn khớp 11

2.3 Ki m nghiể ệm răng về độ bền tiếp xúc 12

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 15

2.5 Ki m nghiể ệm răng về quá tải 16

PHẦN IV TÍNH TOÁN THI T K Ế ẾTRỤC C A HỦ ỘP GI M T C 18Ả Ố 1 Chọn vật li u ch t o tr cệ ế ạ ụ 18

2 Xác định tải tr ng tác d ng lên tr cọ ụ ụ 19

3 Xác định kho ng cách gi a các gả ữ ối đỡ và điểm đặ ựt l c 19

4 Xác định đường kính của các ti t di n thành phế ệ ần tr cụ 20

4.1 Tính toán ph n l c, momen uả ự ốn và đường kính tr c t i các tiụ ạ ết diện trên tr c Iụ 20

4.2 Tính toán ph n l c, momen uả ự ốn và đường kính tr c t i các tiụ ạ ết diện trên tr c IIụ 25

5 Tính toán v b n mề độ ề ỏi 29

6 Tính kiểm nghiệm độ bền c a thenủ 32

TÀI LI U THAM KH OỆ Ả 33

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUY N Ề

1.1 Công su t trên trấ ục công tác

- Công su t trên tr c công tác: ấ ụ P = F.v

- Công su t tính: ấ P t = P = 4,99 (kW) (tải trọng tĩnh).

1.3 Công su t c n thi t trên trấ ầ ế ục động cơ

- Hiệu su t chung: ấ η = η nt η η η br đ ô 3

= 1.0,98.0, 0,96 99 3 = 0,91 Trong đó theo bảng 2.1 ta chọn:

+ η nt = 1 (Hi u su t n i trệ ấ ố ục đàn hồi)

+ η br = 0,98 (Hi u su t b truyệ ấ ộ ền bánh răng)

+ η đ = 0,96 (Hi u su t b truyệ ấ ộ ền đai)

+ η ô = 0,99 (Hi u su t c a mệ ấ ủ ột cặp ổlăn)

- Công su t c n thi t trên trấ ầ ế ục động cơ:

1.4 S ố vòng quay sơ bộ ủa động cơ c

- S vòng quay trên tr c công tác: ố ụ n `000v πD `000.1,35 π 360 = 71 62, (vg/ph)

Trong đó theo bảng 2.2 ta chọn:

+ 𝑢 ℎ = 5(Tỉ ố s truy n c a h p gi m t c 1 cề ủ ộ ả ố ấp bánh răng trụ răng nghiêng) + 𝑢 đ = 2(Tỉ ố s truyền của b truyền bánh đai) ộ

- S ố vòng quay sơ bộ ủa động cơ: c

2 n = n u sb sb = 71 62 10, q6,2 (vg ph/ ) 1.5 Chọn động cơ điện

- Ta c n chầ ọn động cơ thỏa mãn điều kiện:

P đc ≥ P ct và n đc ≈ n sb = 716,2 (vg/ )ph

- D a vào ph l c P 1.2, chự ụ ụ ọn động cơ điệ không đồng bộ 3 pha roto lồng sốc n

+ Có công su ất:P đc = 5,5 kW

+ Có s vòng quay: ố n đc = 716 vg ph/

Phân ph i t s truy n ố ỉ ố ề

- Chọn t s truy n cỉ ố ề 𝑢 đ ủa b truyộ ền đai thang: u đ = 2,5

- T s truy n b truyỉ ố ề ộ ền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc: u h = u u đ= 9,99

- Kiểm tra sai s cho phép v t s truyố ề ỉ ố ền: u t = u u = 2,5.4 = đ h 10

∆u =|u t − u| = |10− 9,99|= 0,01< 0,09 thỏa điều kiện sai số cho phép

- K t luế ận ta được các t s truyỉ ố ền: u đ = 2,5 uh= 4

Trục Động cơ I II III u u đ = 2,5 u h = 4 u nt = 1 n (vg/ph) n đc = 716 n 1 = 286,4 n 2 = 71,6 n 3 = 71,6

TÍNH TOÁN THIẾ T K B TRUY Ế Ộ ỀN NGOÀI C ỦA H P GI Ộ ẢM

Chọn loại đai

Công suất trên bánh đai dẫn: P m = 5,48 kW

Tốc độ quay của bánh đai dẫn: n đc = 716 (vg/ )ph

- Chọn ti t diế ện đai:

D a vào thông sự ố đầu vào, t ditiế ện đai thang được ch n d a theo công suọ ự ất

P m và tốc độ quay n đc c a bánh ủ đai dẫn b ng ( ả đồth hình 3.2) Ta chọn được đai hình thang thường có tiết diện là Ƃ.

Tính toán thi t k các thông s ế ế ố đai

- Chọn đường kính các bánh đai d 1 , d 2 :

Theo b ng 3.13 và b ng 3.19 chả ả ọn đường kính bánh đai dẫn d 1 = 180mm

Với ε = 0,02, đường kính bánh đai b dẫn d 2 : d 2 = d 1 u (1 − ε) = đ 180.2,5 (1 − 0,02) = 441 mm

Theo bảng (3.21) chọn đường kính tiêu chuẩn d 2 = 450 mm

Thỏa điều kiện cho phép

Theo t s truy n u = 2,55 và bỉ ố ề ảng 3.14 ta tính được: a = 1, d = 1, 09 2 09 450I1(mm)

Xét điều kiện th a mãn: ỏ

Chọn theo tiêu chuẩn l = 2000 mm

- Kiểm nghi m v ệ ề điều ki n ti u thệ ể ọ i =v l ≤ imax= 10 lần/s

V i: i : S l n cu n cớ ố ầ ố ủa đai; v: Vận tốc đai; l: 2000 mm = 2 m chiều dài đai i =6,75

2 = 3,375 lần/s ≤ i max = 10 lần/s Thỏa điều kiện bền

- Kho ng cách chính xác tr c a: ả ụ a = λ+ √λ 2 −8∆ 2

- Góc ôm 𝛼 1 trên bánh đai dẫn: α 1 = 180° − (d 2 −d 1 )57° a = 180° −(450−180).57°

(thỏa điều ki n v góc ôm) ệ ề

S ố đai z được xác đnh theo công thức: z ≥ P 1 K đ

K đ = 1,0 + 0,1 = 1,1 : t i trả ọng tĩnh và có chế độ làm vi c 2 ca ệ

P 1 = 5,48 kW : công su t trên bánh dấ ẫn.

10−5 = 2,5675 kW : công su t cho phép vấ ới đai Ƃ, v = 6,75 m/s.

C α = 0,91: h s k n ệ ố ể đế ảnh hưởng của góc ôm với α 1 = 148°

C l = 0,97: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai với l l

C u = 1,136 : h s k ệ ố ể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền với u = 2,55

Cz= 0,95 ( ứng với z sơ bộ b ng 2 ) : h s k ằ ệ ố ể đến ảnh hưởng c a s phân b ủ ự ố không đều tải trọng cho các dây đai.

- Chi u rề ộng bánh đai:

Trong đó: t = 19 và e = 12,5 tra bảng 4.21 với tiết diện đai thang là Ƃ

Với F v = q v m 2 : Lực căng do lực li tâm sinh ra

Tiết diện đai loại Ƃ, tra bảng 4.22 ta được q m = 0,178 kg/m

L c tác d ng lên trự ụ ục:

B ng thông s b truyả ố ộ ền đai thang tính được:

V n tậ ốc đai v1 6,75 m/s Đường kính bánh đai dẫn d 1 180 mm Đường kính bánh đai b dẫn d 2 450 mm

Kho ng cách tr c ả ụ a 486 mm

Góc ôm trên đai dẫn α 1 148°

Chi u rề ộng bánh đai B 63 mm

Lực căng tác dụng lên trục Fr 2254,2 N

TÍNH TOÁN THI T K C A B TRUY N C A H P GI Ế Ế Ủ Ộ Ề Ủ Ộ ẢM

Chọn vật li u ch t ệ ế ạo bánh răng

1.1 Ch n v t 2 cọ ậ ấp bánh răng

Do không yêu cầu gì đặc bi t v v t liệ ề ậ ệu và quan điểm th ng nh t hóa thi t kố ấ ế ế ở đây ta chọn vật li u 2 cệ ấp bánh răng như sau:

- Bánh nh (bánh d n): thép 45 tôi c i thiỏ ẫ ả ện, đạt độ ắ r n HB 241 ÷285 có:

- Bánh l n (bánh b d n): thép 45 tôi c i tiớ  ẫ ả ến, đạt độ ắ r n HB 192 240÷ có:

1.2 Xác định ứng su t cho phép ấ

- Theo b ng 5.2 v i thép 45 tôi cả ớ ải tiến đạt độ ứng HB c 180 350÷ có: + Ứng su t ti p xúc cho phép: ấ ế 0 σ Hlim = 2.HB + 70 (MPa)

+ Ứng su t u n cho phép: ấ ố 0 σ Flim = 1,8 HB (MPa)

+ H s an toàn khi tính v p xúc: ệ ố ềtiế S = 1,1 H

+ H s an toàn khi tính v uệ ố ề ốn: S = 1, F 75

Khi đó: σ Hlim1 0 = 2.250 70+ W0 (MPa) σ Hlim2 0 = 2.200 70+ G0 (MPa) σ Flim1 0 = 1,8.250 E0 (MPa) σ Flim2 0 = 1,8.200 60 ( Pa) M

- S chu kố ỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử v p xúc : ềtiế N HO = 30 H 2,4 HB + N HO1 = 30 H HB1 2,4 = 30 250 2,4 = 1,707.10 7

- S chu kố ỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử v uề ốn: N FO = 4.10 6

- S chu kố ỳ thay đổi ứng suất tương đương: N HE , N FE

Vì b truyộ ền t i trọng t nh nên: ả ỉ N HE = N FE = N = 60 c n t Σ

+ c : là s lố ần ăn khớp trong một vòng quay

+ n: là s vòng quay trong m t phút ố ộ

+ t Σ = 5.300.2.6 = 18000 (giờ): là t ng th i gian làm vi c cổ ờ ệ ủa bánh răng

- Vì: N HE1 > N HO1 do đó K HL1 = 1

NHE2> NHO2 do đó KHL2= 1

- Ứng su t ti p xúc cho phép: ấ ế

- Giá tr ng su t tính toán:  ứ ấ

Vì b truyộ ền bánh răng không thẳng:

2 = 494,225 (MPa) [σ H ] ≤ 1,25 σ[ H2 ] (bánh răng trụ) => Thỏa điều kiện

- Ứng su t u n cho phép: ấ ố [σ F ] = 0 σ Flim K S FC K FL

+ K FC = 1: b truy n quay 1 chiộ ề ều

- Ứng su t ti p xúc cho phép khi quá t i vấ ế ả ới bánh răng tôi cải thiện: [ ]σ H max = 2,8 σ ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

- Ứng su t u n cho phép khi quá t i vấ ố ả ới HB ≤ 350 [σ: F ] max = 0,8 σ ch + [σ F1 ] max = 0,8 σch1= 0,8.580 F4 (MPa)

X ác đị nh thông s ố cơ bả n c a b truy n ủ ộ ề

2.1 Xác định sơ bộ kho ng cách tr c ả ụ

Kho ng cách trả ục 𝑎 𝑤 xác đnh theo công th c (5.15): ứ a w = K a (u br ± 1) √ T [ 1 σ K Hβ ]

+ K a = 43 (MPa 1/3 ): hệ số phụ thuộc vào v t li u cậ ệ ủa cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng)

+ u br = 4: t s truyỉ ố ền của h p gi m tộ ả ốc.

+ (u + 1) br : bánh răng ăn khớp ngoài

+ T 1 = 173727 Nmm: momen xo n trên trắ ục bánh răng dẫn

+ σ H = 494 225, MPa: ứng su t ti p xúc cho phép ấ ế

+ ψ = 0,4 ba : bánh răng đối xứng với các ổ trong h p gi m t c (tra bộ ả ố ảng 5 ) 5 + Theo (5.17): ψ = 0, ψbd 53 ba(u br + 1 = 0, 0,4 4 + 1 = 1,) 53 ( ) 06

Tra b ng 5.6 ả K Hβ = 1,05: hệ ố ể đế s k n phân bố không điều t i tr ng trên ả ọ chi u rề ộng vành răng khi tính về tiếp xúc a w = 43 (4 + 1) √173727.1,05

2.2 Xác định các thông s ố ăn khớp

Theo b ng (5.7) chả ọn tr s tiêu chu n c ố ẩ ủa môđun pháp là: m n = 2,5 (mm)

Do bánh tr ụ răng nghiêng nên: 8° ≤ β ≤ 20°

Chọn sơ bộ 𝛽= 10°, theo công th c (5.23) s ứ ố răng bánh nhỏ:

S ố răng bánh b dẫn: Z 2 = u Z br 1 = 4.26 104= răng

2.165 = 0,9848 => β = 10° 2.3 Ki m nghiể ệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng su t ti p xúc trên mấ ế ặt răng làm việc: σ H = Z Z Z √ M H ε 2 T 1 K H (u m + 1) bw u d w1 2 Trong đó:

+ Z M = 274 (MPa 1/3 ): h sệ ố ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp theo bảng (5.4)

+ Theo công th c (5.27) ứ tan β = cos α tan β b t Đối với bánh răng nghiêng không dch chỉnh: α = α = arctan( tw t tan α cos β) = arctan(tan 20°

Theo tiêu chu n TCVN1065-71: ẩ α = 20° tan β b = cos20,284° tan10°= 0,1654=> β = 9,39° b

+ Theo công th c (5.26) ứ Z H = √ 2 cos β b sin 2a tw= √2.cos 9,39° sin 2 , 20 284°= 1,742: h s k ệ ố ể đến hình d ng b mạ ề ặt ti p xúc ế

+ Theo công th c (5.32) ứ ε β = b w sin β m n π =0,4.165.sin 10

+ Do đó theo công thức (5.31) Z ε = √1/ε α = √1/1,7 = 0.767

Trong đó: ε α hệ số trùng kh p ngang ớ ε α = [1,88 − 3,2 (1

104)] cos 10° = 1,7 + Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1 = 2a w u m + 1=2.165

Với v = 1 m/s theo b ng (5.9) ch n c p chính xác 9 ả ọ ấ

Theo b ng (5.10) vả ới v ≤ 2,5 m/s, cấp chính xác 9 chọn:

4 = 0,938 Trong đó: δ = 0,H 002: dạng răng nghiêng, độ ắ r n mặt răng bánh chủ động và b  động HB 2 ≤ 350HB tra b ng 5.11 ả g 0 = 73: tr số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 5.12

+ Do đó theo công thức (5.36): K Hv = 1 + v H b w d w1

= 1 + 0,938.0,4.165.662.173727.1,05.1,13= 1,0099 + Theo công th c (5.34) ứ K H = K K K Hβ Hα Hv = 1,05.1,13.1,0099 = 1,198+ Thay các giá tr v ừa tính được vào công thức (5.25) ta được:

- Xác đnh chính xác ứng suất ti p xúc cho phép: ế

Theo (5.1) với v = 1 m/s < 5 m/s, Z v = 1, v i cớ ấp chính xác động h c là 9, ọ chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

R a = 2,5 ÷ 1,25 μm, do đó Z R = 0,95, với d a < 700 mm, K xH = 1

[σ H ] = σ[ ] H Z v Z R K xH = 494,225 (MPa) Như vậy σH= 492,5 γ = 1,s 08− 0,0695ln(2,5 = 1,) 016 γ = 1 R , vì d a < 400 mm nên K xF = 1

Thay các giá tr v ừa tính được vào (5.2) ta được:

Tương tự tính[σ F2 ] = [σ F2 ] γ γ K R s xF = 205,71.1.1,016.1 9 MPa σ F1 =2.173727.1,542.0,588.0,929.3,86

3,86 = 96 75, MPa Chọn l m12 = 53 mm

- Chiều dài mayơ bánh đai trên trục I: l m13 = (1,2 ÷ 1,5 d) 1 = (46,8 ÷58,5) mm => Chọn l m13 = 53 mm

- Chi u dài mayo bánh tr ề ụ răng nghiêng thứ hai trên tr c II: ụ lm23= (1,2 ÷ 1,5)d2= (58,8 ÷ 73,5) mm => Chọn l m23 = 66 mm

- Chi u dài mayo n a n i trề ử ố ục đàn hồi trên tr c II: ụ l m22 = (1,4 ÷ 2,5)d 2 = (68,6 ÷122,5) mm => Chọn l m22 = 96 mm

- Các kích thước liên quan đến chiều dài tr c ch n theo b ng (10.3): ụ ọ ả k 1 = 10 mm k 2 = 10 mm k 3 = 15 mm h n = 17 mm

- K t qu ế ả tính được kho ng cách ả l ki trên tr c th k t gụ ứ ừ ối đỡ 0 đến chi ti t quay ế thứ nhất như sau: l 23 = (l m23 +b 2 02 ) + k 1 + k 2 = (66 26 + ,6)

4 Xác định đường kính c a các ti t di n thành phủ ế ệ ần tr c ụ

4.1 Tính toán ph n l c, momen uả ự ốn và đường kính tr c t i các ti t diụ ạ ế ện trên tr c I ụ

Chọn h ệtrục tọa độ như hình vẽ:

- Momen u n trên ố bánh răng số 1:

- Chuy n mô hình tính toán t chi ti t máy v mô hình s c b n v t li u ể ừ ế ề ứ ề ậ ệ

- Phương trình cân bằng momen tại A theo phương Y:

- Phương trình cân bằng momen tại A theo phương X:

- Phương trình cân bằng lực theo phương x:

- Phương trình cân bằng lực theo phương y:

- Tính Momen uốn tương đương:

T: Momen xo n trên tr c, ắ ụ T1= 173727 Nmm

T công th c và biừ ứ ểu đồ momen, lần lượt ta tính được momen u n t i các v ố ạ  trí A, B, C, D:

- Tính đường kính trục t i các ti t di n j theo công th c : ạ ế ệ ứ d j = √ M tđj 0,1 [σ ] 1

Trong đó [σ 1 ] – ứng su t cho phép c a thép ch t o tr c I, tra b ng (10.5) và ấ ủ ế ạ ụ ả với d1 = 39 mm, ta được: [σ 1 ] = 57 15, MPa

Từ đó, ta lần lượt tính được các đường kính trục qua các ti t di n t i B, C và ế ệ ạ D: d B (1) = 36,9 mm d C (1) = 31,8 mm d D (1) = 29,8 mm

Với M tđ (A) = 0 Nmm, để phù h p v i k t cợ ớ ế ấu cũng như lắp đặt, nên chọn đường kính t i A bạ ằng đường kính t i C, nên ạ (1) d A = d C (1) = 31,8 mm

Tr s dố j tại các ti t di n lế ệ ắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp n i ph i l y theo ố ả ấ tiêu chuẩn nên ta có được: d A (1) = d C (1) = 35 mm d B (1) = 38 mm d D (1) = 30 mm

4.2 Tính toán ph n l c, momen uả ự ốn và đường kính tr c t i các ti t diụ ạ ế ện trên tr c II ụ

- Momen uốn trên bánh răng số 2:

- Phương trình cân bằng momen t D ại theo phương Y:

- Phương trình cân bằng momen t D ại theo phương X:

Mtđj= √Mj 2+ 0, T75 2 Nmm Với: M j = √M xj 2 + M yj 2

T: Momen xo n trên tr c, ắ ụ T 2 = 673568 Nmm

- Tính đường kính trục t i các ti t di n j theo công th c : ạ ế ệ ứ dj= √ 0,1.[σ ] M tđj

Trong đó [σ 2 ] – ứng suất cho phép của thép chế tạo trục I, tra bảng (10.5) và với d2 = 49 mm, ta được: [σ 2 ] = 50,65 MPa

Từ đó, ta lần lượt tính được các đường kính trục qua các ti t di n t i B, C và ế ệ ạ D: d A (2) = 48,7 mm d B (2) = 49,5 mm d C (2) = 50,6 mm

Với M tđ (D) = 0 Nmm, để phù h p v i k t cợ ớ ế ấu cũng như lắp đặt, nên chọn đường kính t i A bạ ằng đường kính t i C, nên ạ (2) d D = d B (2) = 49,5 mm

Tr s dố j tại các ti t di n lế ệ ắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp n i ph i l y theo ố ả ấ tiêu chuẩn nên ta có được: d A (2) = 50 mm d B (2) = d D (2) = 50 mm d C (2) = 52 mm

5 Tính toán v b n mề độ ề ỏi

- K t c u tr c v a thi t kế ấ ụ ừ ế ế đảm bảo được độ ề b n m i n u h s an toàn t i các ỏ ế ệ ố ạ tiết di n nguy hi m thệ ể ỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj

Trong đó: [𝑠] = (1,5 ÷ 2,5): h s an toàn cho phép ệ ố s , s σj τj : h s an toàn ch xét riêng ng ệ ố ỉ ứ suất pháp và h s an toàn ệ ố chỉ xét riêng ng xu t ti p tứ ấ ế ại tiết di n j ệ s σj = σ −1

+ Đố ới v i trục quay, ứng su t pháp (u n) thay ấ ố đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ mj = 0; σ aj = σ maxj =M j

+ Vì tr c quay làm vi c theo 1 chi u nên ng su t ti p (xo n) biụ ệ ề ứ ấ ế ắ ến đổi theo chu kì mạch động: τmj= τaj=τ maxj

+ V i W và W là momen c n u n và momen c n xoớ j oj ả ố ả ắn tại ti t di n j c a tr c, ế ệ ủ ụ được xác đnh theo bảng (10.6)

+ D a vào k t c u tr c và biự ế ấ ụ ểu đồ momen tương ứng, có thể thấy ti t diế ện nguy hiểm đối với các trục là:

Trục I: v trí l ắp bánh răng B, v trí lắp ổ lăn C, v trí lắp bánh đai D

Trục II: v trí l p  ắ khớp n i A, v trí lố  ắp ổ lăn B, v trí lắp bánh răng C

+ Chọn l p ghép: Các ắ ổ lăn lắp trên trục theo k6, bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết h p v i l p then ợ ớ ắ

Với kích thước của then tra theo b ng (9.1a) ả

B ng trả ị số c a momen c n u n và củ ả ố ản xo n ứng v i các ti t di n c n xét: ắ ớ ế ệ ầ

+ Xác nh các h sđ ệ ố K σdj và K τdj đố ới v i các ti t di n nguy hi m theo công ế ệ ể thức:

Các trục được gia công trên máy ti n, t i các ti t di n nguy hi m yêu cệ ạ ế ệ ể ầu đạt

Ra = 2,5…0,63 μm, do đó theo bảng (10.8), h s t p trung ng su t do tr ng ệ ố ậ ứ ấ ạ thái b mề ặt K = 1,06 x

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K = 1 y

Trục Tiết di n ệ Đường kính trục b h × t1 W (mm 3 ) W (mmo 3)

Theo b ng (10.12) khi dùng dao phay ngón, h s t p trung ng su t t i rãnh ả ệ ố ậ ứ ấ ạ then ứng v i v t li u có = 600 MPa là ớ ậ ệ σ b K σ = 1,76, K τ = 1,54 Theo b ng ả (10.10) tra h sệ ố kích thước ε σ và ε τ ứng với đường kính của ti t di n nguy ế ệ hiểm, t ừ đó xác đnh được tỉ s ốK σ /ε σ và K τ /ε τ t i rãnh then trên các ti t diạ ế ện này Theo b ng (10.11) ả ứng v i ki u lớ ể ắp đã chọn, σ b = 600 MPa và đường kính của ti t di n nguy hiế ệ ểm tra đượ ỉ ốc t s K σ /ε σ và K τ /ε τ do lắp căng tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá tr ớn hơn trong hai giá tr l của K σ /ε σ tính để

K σd và giá tr l ớn hơn trong hai giá tr c ủa K τ /ε τ tính để K τd

B ng tr s các h s ả ị ố ệ ố𝐊 𝛔𝐝 ,𝐊 𝛕𝐝 v i các ti t di n cớ ế ệ ần xét:

B ng kả ết quả tính toán h số ệ an toàn đố ới v i các ti t di n cế ệ ủa hai trục:

6 Tính kiểm nghiệm độ bền c a then ủ

V i các ti t di n tr c dùng m i ghép then cớ ế ệ ụ ố ần tiến hành ki m nghi m mể ệ ối ghép về độ b n dề ập theo (9.1) và độ ề b n c t theo (9.2) Chi u dài then chắ ề ọn l 1,35d; k t ế quả tính toán như sau:

B ng kả ết quả tính toán kiểm nghiệm then đối với các tiết diện trục:

Trục Tiết diện d (mm) l (mm) b h × t1

Theo b ng 9.5, v i t i trả ớ ả ọng tĩnh ta có: ng su t d p cho phép: ứ ấ ậ

V i then b ng thép 45 ch u t i trớ ằ  ả ọng tĩnh, ứng suất c t cho phép: ắ

V y t t c các mậ ấ ả ối ghép then đều thỏa bền.

TÍNH TOÁN THI T K Ế Ế TRỤ C C A H Ủ Ộ P GI M T C .18 Ả Ố 1 Chọn vật li u ch t o tr cệế ạụ

X ác đị nh kho ng cách gi a các g ả ữ ối đỡ và điểm đặ ự t l c

- D a theo b ng 10.2 chi u r ng các ự ả ề ộ ổ lăn là b 01 = 22,6 mmvà b 02 26,6 mm

- Chiều dài mayơ bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I: l m12 = (1,2 ÷ 1,5 d) 1 = (46,8 ÷58,5) mm => Chọn l m12 = 53 mm