đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI TRƯỜNG CƠ KHÍBỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐTĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁYHỌC KÌ: 20222 MÃ ĐỀ:X5 ĐẦU ĐỀ: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Người hướng dẫn Phạm Hồng P

ĐỘNG HỌC, CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Tính công suất trên trục máy công tác

1000 =4,97(kW ) với F là lực kéo xích tải (N); v là vận tốc di chuyển của xích tải (m/s).

Chọn hiệu suất cho các bộ truyền

 Tra bảng 2.3[1] ta được: o Hiệu suất 1 cặp bánh răng : η br =0,97 o Hiệu suất bộ truyền xích : η x =0,93 o Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: η ol =0,99 o Hiệu suất khớp nối: η k =0,99

Hiệu suất chung của toàn hệ thống: η c =η ol

Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện:

Chọn động cơ điện

1.3.1 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện

Tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần có: n sb =n lv u sb

Trong đó : n sb là tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có ; n lv là tốc độ quay của trục máy công tác ( trục bộ phận làm việc ) ; u sb là tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống. a Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác n lv = v.60 1000 z p = 1,29.60 1000

8.99 ,72(vg ph / ) với z là số răng đĩa xích tải (răng ) ; p là bước xích tải (mm ) b Xác định sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống u sb =u sb(x) u sb br ( )

Theo bảng 2.4Tr21[1] ta có:

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (xích): u sb(x) =3

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp (bánh răng) :u sb br ( ) =5

⟹ u sb =u sb(x) u sb(br) =3.5 c Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần n sb =n lv u sb ,72.15 1465,8 = (vg ph / )

Từ đó, chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện là n đb 00 (vg/ph).

1.3.2 Chọn động cơ Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

P đc > P yc =5,71(kW) Chọn số vòng quay đồng bộ n = 1500 (vg/ph)đb

Tra bảng P1.1 Tr237[1] chọn được động cơ điện 4A có các thông số:

Chọn tỉ số truyền

1.4.1 Tỉ số truyền chung của của hệ thống: u c = n đc n lv

1.4.2 Chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp (bánh răng): u br =5

1.4.3 Suy ra tỉ số truyền của bộ truyền ngoài (xích): u x = u c u br

Tính các thông số trên các trục

Tỷ số truyền từ trục động cơ sang trục I: u đc I =u k =1

Tỷ số truyền từ trục I sang trục II của hộp giảm tốc: u I II =u br =5

Tỷ số truyền từ trục II sang bộ phận công tác: u II lv =u x =2,98

1.5.2 Số vòng quay trên các trục

 Tốc độ quay trên trục động cơ: n đc 55(vg ph / )

 Tốc độ quay trên trục I: n I = n đc u đc I

 Tốc độ quay trên trục II: n II = n I u I II

 Tốc độ quay trên trục công tác: n lv ,t = n II u II lv = 2912,98 ,65(vg/ ph)

Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là { n 01 0(vg Z 01 % /ph)

Do vậy ta tính được: k z : Hệ số răng k z = Z 01

 k=k 0 k k a đc k bt k đ k c trong đó: k 0 : Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng 5.6Tr82[1]

Với α = 45° , ta được k = 1o k a – hệ số ảnh hưởng của bộ truyền ngoài và chiều dài xích:

Chọn a = 40.p → tra bảng 5.6 trang 82 ta được k = 1a k đc : Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

Tra bảng 5.6Tr82[1] ⇒ k đc =1(Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích) k bt – hệ số ảnh hưởng của bôi trơn:

Tra bảng 5.6[1]tr 82 ta được k = 1,3 (do môi trường có bụi)bt k đ - Hệ số tải trọng động: Tra bảng 5.6Tr82 [1] ta được k đ =1,8 (va đập nặng) k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Tra bảng 5.6 trang 82 với số ca làm việc là 2 ta được k c =1,25

Công suất tính toán: P t =P k k z k n =5,40.2,93 1.0,69=¿10,92(kW)

Tra bảng 5.5[1]tr 81 với điều kiên:{ n 01 0(vg/ P t ≤[ P] ph)

 Công suất cho phép: [P] = 11 (kW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:

Tính lại khoảng cách trục (theo công thức 5.13Tr [85]): a ¿ = p

4 [ 132− 25 75 + 2 + √ ( 132− 25 75 + 2 ) 2 −2 ( 75 25 − π ) 2 ] a ¿ 21,4 (mm) Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng: ∆ a= (0,002 ÷0,004)a

Số lần va đập của xích i:

Tra bảng 5.9[1] trang 85 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm)

→ Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 30 i= Z 1 n 1

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Kiểm nghiệm xích về độ bền theo hệ số an toàn: s= Q k đ F t + F 0 + F v

Q - Tải trọng phá hỏng: Tra bảng 5.2Tr78[1] với p = 25,4 (mm) và xích con lăn

 Khối lượng 1 mét xích: q = 2,6 (Kg) k đ - Hệ số tải trọng động: kđ=1,7 (tải trọngmở máy bằng 2lần tải trọngdanh nghĩa)

Vận tốc trên vành đĩa dẫn: v= Z 1 p n 1

F v – Lưc căng do lực ly tâm gây ra:

F – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: 0

Với n= 200 v/ph, tra bảng 5.10Tr [86] [s] = 8,2

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: σ HI = 0,47 √ k r (F t K đ +F vđ ) A k E d CT 5.18[1]

K đ – Hệ số tải trọng động: K đ =1,8 kd – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Chọn k = 1 (có 1 dãy)d

A - Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12Tr87[1] với p %,4(mm) và 1 dãy xích con lăn:

→ A = 180 ( m m 2 ) k r : hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích tra bảng ở trang 87 theo số răng Z 1 % , nội suy ta được : k r =0,42

Do E 1 = E 2 =2,1 10 5 hai đĩa xíchlà thép σ H =0,47 √ 0,42.(1753,25.1,8 6,20 + ) 2,1.10 5

Vậy chọn vật liệu thép C45 tôi và ram với độ cứng HRC45 có ¿¿] = 800

MPa>σ H = 585,03 MPa → Đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích.

2.6 Xác định các thông số của đĩa xích:

{ d a1 = p [ 0,5+cotg ( Z π 1 ) ] %,4 [ 0,5+cotg ( 25 π ) ] !3,76(mm) d a2 = p [ 0,5+cotg ( Z π 2 ) ] %,4 [ 0,5+cotg ( 75 π ) ] a8,73(mm)

*Bán kính đáy: r=0,5025 d l +0,05 Tra bảng 5.2Tr78[1] ta được: d l ,88 (mm)

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục:

F r =k x F t Trong đó: k x −¿Hệ số kể đến trọng lượng của xích kx =1,05 vì αE 0 → F r =1,05.1753,25 1840,91 = (N)

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích :

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Loại xích - Xích ống con lăn -

Vật liệu đĩa xích - Thép C45 -

Lực tác dụng lên trục F r 1840,91 N

Số răng đĩa xích nhỏ Z 1 25 -

Số răng đĩa xích lớn Z 2 75 - Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d 1 202,66 mm Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d 2 606,56 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d a1 213,76 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn d a2 618,73 mm

Bán kính đáy r 8,03 Mm Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f1 186,60 mm Đường kính chân răng đĩa xích lớn d f2 590,50 mm

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Thông số Kí hiệu chung

Kí hiệu Đơn vị Giá trị

Tốc độ quay trục chủ động n n 1 v/ph 1455

Tốc độ quay trục bị động n n 2 v/ph 291

Công suất trên trục chủ động

Công suất trên trục bị động

Mô men xoắn trên trục chủ động

Mô men xoắn trên trục bị động

Thời gian phục vụ L h L h giờ 11500

Vật liệu bánh răng nhỏ:

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn : HB = 241÷285 ; Chọn HB = 245 1

• Giới hạn chảy : σ = 580 (MPa)ch1

Vật liệu bánh răng lớn:

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn : HB = 192÷240 ;Chọn HB = 2302

• Giới hạn chảy : σ = 450 (MPa)ch2

3.2 Xác định ứng suất cho phép

Chọn sơ bộ các hệ số:

-S ,SH F –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

-σ o H lim , σ o F lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:

K ,KHL FL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

+ mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn Do bánh răng có HB ≤ 350 m = 6 và m = 6H F

+ N , N –Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, uốn:H0 F0

+ N HE , N FE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh N HE = N = N = 60.c.n.t FE ∑ ,trong đó: c - số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1

- số vòng quay trong một phút của bánh răng: n n 155(vg/ph), n 2)1(vg/ph)

- tổng số giờ làm việc của bánh răng: t ∑ t ∑ = L h = 11500 (giờ)

+ K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

Do tải đặt một phía => K FC =1

{ ¿[σ ¿[σ ¿[σ F1 H1 H2 ]= ]= ]= σ Flim 1 S 0 σ σ F1 Hlim 1 0 S Hlim 2 0 S H1 H2 K K K FC K HL1 HL2 FL1 = = 560 530 = 1,1 1,1 441 1,75 1 509,09 1 481,82 = = 1 1%2(MPa) (MPa) (MPa) ¿[σ F2 ]= σ 0 Flim 2

Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng

 [ σ H ] = min{[ σ H 1 ] , [ σ H2 ]}= [ σ H2 ]= 481,82 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải: ¿

3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =K a (u+ 1) 3 √ T 1 ¿¿ ¿ K Hβ

K a - Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.Tra bảng 6.5 - [1]

- Môment xoắn trên trục bánh chủ động: = 36887 (Nmm)T 1 T 1

[σ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ ] H = 481,82 (MPa)

- Tỉ số truyền: = 5u u ψ ψ ba, bd - Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng 6.6 - [1], HB < 350, ta chọn được ψ = 0.3ba ψ bd = 0,53 ψ ba (u+1) = 0,53.0,3.(5+1) = 0,95

K Hβ ,K Fβ - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn

Tra bảng 6.7 - [1] với ψ = 0,95 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được:bd

3.3.2 Xác định thông số ăn khớp

3.3.2.1 Xác định mô đun m = (0,01÷0,02)a w = (1,45÷2,9) (mm) Tra bảng 6.8 - [1], chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2

3.3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

Tỉ số truyền thực tế: u t = Z 2

24 =5 Sai lệch tỷ số truyền:

Khoảng cách trục a xác định lại theo công thức:wtl a wtl = m ( Z 1 + Z 2 )

Xác định hê ˜ số dịch chỉnh: y= a w m − z 1 + z 2

Hệ số giảm đỉnh răng: Δy= k x (z 1 +z 2 )

Xác định góc ăn khớp α :tw c os α tw = Z t m cos α

3.3.2.3 Xác định các hệ số và một số thông số của bộ truyền bánh răng

Tỉ số truyền thực tế: u = 5t

Khoảng cách trục: a w =a+ y m4 0,5.2 145 + = (mm) Đường kính chia:

{ d d 2 =m Z 1 =m Z 2 =2.120= 1 =2.24 48 = 240(mm) (mm) Đường kính vòng đỉnh:

{ d a1 =d 1 +2 ( 1+x 1 −∆ y ) mH+2 (1+0,09 0,013 − ) 2 52,31 = (mm) d a2 =d 2 +2(1+x 2 −∆ y ) m$0+2 (1 +0,423 0,013 − )2$5,64(mm) Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

{ ¿d ¿d w2 w1 = = d u w1 2a t +1 u= w = 48,33.5 241,65 2.145 5+1 H,33(mm) = (mm) Vận tốc dài của bánh răng: v= π d w1 n 1

Tra bảng 6.13 - [1] với bánh răng trụ răng thẳng và v = 3,68(m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX=8

Tra bảng phụ lục P2.3[1] với:

K Hv , K Fv - Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Nội suy tuyến tính ta được: { ¿ ¿ K K Hv Fv =1,35 =1,15

Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong [1] ta chọn:

+ K xH - hệ số xét tới ảnh hưởng của kích thước bánh răng: K xH =1

K xF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn: K xF =1

Hệ số tập trung tải trọng:{ ¿ ¿K K Hβ Fβ =1,05 =1,1

K Hα ,K Fα - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

3.3.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T 1 b K w u H (u t d w 2 t 1 +1) ≤[σ H ]

[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép:

ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:

Tra bảng 6.5 - [1] ⇒ Z = 274 (MPa) (Thép-Thép)M 1/3

ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

Z H = √ sin(¿2 2cos β α b tw ) = √ sin 2 (¿ cos 0 2.21,57 0 ) =1,71¿¿

Do bánh trụ răng thẳng nên =b=0o

Zε - Hệ số trùng khớp của răng; phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε và hệ số α trùng khớp dọc ε :β

+ ε - Hệ số trùng khớp ngang:α ε α = [ 1,88 3,2 − ( z 1 1 + 1 z 2 ) ] cos β= [ 1,88 3,2 − ( 24 1 + 120 1 ) ] 1 1,72 = bw - Chiều rộng vành răng: b =ψ a w ba w = 0,3.145 = 43,5 (mm); lấy b = 44 mmw

+ ε - Hệ số trùng khớp dọc:β ε β = b w sin β m π = 44 sin 0 o

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Thay vào ta được: σ Ht =Z M Z Z H ε √ 2T 1 b K w u H t d ( u w1 2 t +1 ) σ Ht '4.1,71.0,87 √ 2.36887 1,32 (5+1)

Thỏa mãn điều kiện bền

3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K K K Fα Fβ Fv =1,27.1,1.1,35 = 1,89

Yε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

YF1, Y - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2:F2

Phụ thuộc vào số răng tương đương Z và Z :v1, v2

Tra bảng 6.18 - [1], nội suy tuyến tính ta được : { ¿Y ¿Y F1 F2 =3,82 =3,53

3.3.5 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Hệ số quá tải: K qt =¿2,2 σ Hmax =σ H √ K qt C4,66 √ 2,2 644,70 = (MPa)≤¿ σ F1max =σ F1 K qt r,64.2,2 159,81 = (MPa)≤¿ σ F2max =σ F2 K qt = 67,13.2,2 = 147,69 (MPa) ≤ ¿

3.4 Xác định các thông số, kích thước hình học của bộ truyền

3.4.1 Xác định các thông số, các kích thước hình học của bộ truyền Đường kính vòng chia:

{ ¿d ¿d 2 1 = = m Z cosβ m Z cosβ 2 1 = = 2.120 cos 0 cos 0 2.24 0 0 $0(mm) H(mm) Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

{ ¿d ¿d w2 w1 =d = u w1 2 t +1 uH,33.5 241,65 a w = 2.145 5+1 H,33(mm) = (mm) Đường kính đỉnh răng:

{ d a1 = d 1 +2 ( 1+x 1 −∆ y ) mH+2 ( 1 +0,09 0,013 − )2 52,31 = (mm) d a2 =d 2 +2(1+x 2 −∆ y ) m$0+2 (1+0,423 0,013 − ) 2$5,64(mm) Đường kính đáy răng:

3.4.2 Xác định lực tác dụng lên trục

F r1 = F r2 = F t1 tan α tw c os β =1526,46 tan21,57° cos 0 o `3,44 (N ) Lực dọc trục:

3.4.3 Lập bảng thông số của bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị

Vật liệu bánh răng nhỏ Thép C45

Vật liệu bánh răng lớn Thép C45 Độ rắn mặt răng bánh nhỏ, bánh lớn HB 1 245

Chiều rộng vành răng b w 44 mm

Số răng z 1 24 răng z 2 120 Đường kính vòng chia d 1 48 d 2 240 mm Đường kính vòng đỉnh d a1 52,31 d a2 245,64 mm Đường kính vòng đáy d f1 43,36 d f2 236,69 mm Đường kính vòng lăn d w1 48,33 d w2 241,65 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 0,09 x 2 0,423 mm

Lực tác dụng lên trục

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Chọn khớp nối:

 Mô men cần truyền: T = T đc 7609 (Nmm)

 Đường kính trục động cơ: d đc 8(mm)

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Ta chọn khớp theo điều kiện:

Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối: d t =d đc 8(mm)

Tt – Mô men xoắn tính toán: T = k.T với:t k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng ta lấy k = 1,7

T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:

Tra bảng với điều kiện:{ T t c935,30(Nmm)≤ T kn cf d t 8 (mm)≤ d kn cf

Ta được các thông số khớp nối như sau:

{ T D d cf kn cf kn o 5(mm) %0(Nm) @(mm) Z=6

Tra bảng 16.10b[2] với, T kn cf %0(Nm)ta được:

Kiểm tra khớp nối: a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2 kT

- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy ;

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: σ d = 2.k T

 Thỏa mãn b Điều kiện bền của chốt: σ u = kT l o

- Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 0

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T cf kn 250 (Nm) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 40 (mm)

Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D 0 105 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hôi l 3 28 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d c 14 (mm)

Lực tác dụng lên trục F kn 143,27 (N)

4.2 Lực tác dụng lên trục

Ta có: ; lấy trong đó:

Vật liệu làm trục chọn là thép 45.

Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa

Tra bảng 6.1 ( Trang 92-TTTK-T1) ta có thông số của vật liệu như sau Độ rắn HB0÷217

Giới hạn bền: σb`0(MPa) , giới hạn chảy σch40(MPa) Ứng suất xoắn cho phép [τ]÷30 (MPa)

 Sơ đồ phân bố lực

4.3.1 Xác định lực tác dụng lên trục, bánh răng:

Lực tác dụng từ xích lên trục:

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

4.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

(Với [τ] ứng suất cho phép [τ]÷30(MPa);ta chọn [τ]Mpa)

Với [τ] ứng suất cho phép [τ]÷30(MPa)

Do trục 2 lớn nên ta chọn [τ] MPa

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

Tra bảng 10.2[1] với :d % (mm);d @ (mm)sb1 sb2

Ta có chiều rộng ổ lăn trên các trục: b (mm);b01 02#(mm)

- Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k , k , k , h1 2 3 n

- Chiều dài may-ơ bánh răng trụ:

- Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có:

- Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:

Theo công thức: 10.13Tr189[1] ta có: l m12 =(1,4 ÷2,5) d 1 =(1,4 ÷ 2,5).25 5÷ 62,5 (mm)

- Chiều dài may-ơ đĩa xích:

Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có: l m22 =(1,2 1,5 ÷ )d 2 =(1,2 1,5 ÷ ).40H 60 ÷ (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 8 ÷15 , ta chọn k = 101

- Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 ÷15 , ta chọn k = 92

- Mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 ÷ 20, ta chọn k = 163

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: h = 15 n ÷20 ta chọn h = 17n

(các giá trị k , k , k , hn chọn theo bảng B10.3Tr189[1])1 2 3

- Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục

- Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1] l cki =0,5( l mki +b 0) + k 3 +h n ¿ Chọn l = 64(mm), l = 73(mm)c12 c22

-Trên trục I: l12 = l = 64(mm)c12 l13 = l = 55(mm)23 l11 = 2.l = 2.55 = 110(mm)13

= 0,5(48 + 23) + 10 + 9 = 54,5(mm), Chọn l = 55(mm)23 l21 = l = 110(mm)11 l22 = l = 73 (mm)c22

4.4.1 Tính các phản lực trục I

TH1: Các lực tác dụng lên trục I có chiều như hình vẽ ( F kn ngược chiều )F t

TH2: Các lực tác dụng lên trục I có chiều như hình vẽ ( F kn cùng chiều )F t

Từ 2 biểu đồ trên nhận thấy trường hợp F ngược chiều F nguy hiểm hơn, do đó takn t tính toán theo trường hợp F ngược chiều F kn t

Momen uốn tổng và momen tương đương M , M ứng với các tiết diện j đươc j tđj tính theo công thức:

4.4.3 Chọn đường kính các đoạn trục Đường kính trục tại tiết diện j: d j = 3 √ 0,1 M tđj [ σ ]

Tra bảng 10.5 - [1], vì vật liệu là thép 45 thường hóa với σ b `0 Mpa và với phương pháp nội suy ta được [ σ ]cMPa

-Tiết diện lắp bánh răng: d br =d 13 = √ 3 0,1 M tđ13 [ σ ] = √ 3 58855 0,1.63 !,06(mm)

-Tiết diện lắp ổ lăn: d ol = d 10 = √ 3 0,1 M tđ10 [ σ ] = 3 √ 33235 0,1.63 ,41 (mm)

-Tiết diện lắp khớp nối: d kn =d 12 = √ 3 0,1 M tđ12 [ σ ] = √ 3 31945 0,1.63 ,18 (mm)

Chọn d theo tiêu chuẩn và phải đảm bảo lắp ghép được, ta chọn:

4.4.5 Chọn và kiểm nghiệm then

Trên trục I then được lắp tại bánh răng và khớp nối

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng, d 0 (mm), chọn then bằng13 tra bảng 9.1a - [1], ta có:

Suy ra chiều dài then: = (0,8÷0,9).l = (0,8÷0,9).44 = 35,2 ÷ 39,6 (mm)l m13

Chọn chiều dài then theo dãy tiêu chuẩn l = 36 (mm)

 Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: σ d = d l (h−t 2.T 1 ) ≤ [ σ d ]

- ứng suất dập cho phép d - đường kính trục (mm), xác định được khi tính trục

Tra bảng 9.5 – [1] với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép đặc tính tải trọng va đập nặng ,ta có = 50 (MPa).

Ta có : σ d = 2.36887 30.36.(7−4 ) ",77 (MPa)< 50 (MPa) Ứng suất cắt: τ c = 2.T d l b ≤ [ τ c ] Với là ứng suất cắt cho phép : 0 (MPa) τ c = 2 36887 30.36 8 =8,54 (MPa ) K FC =1